Transmision

AGRADECIMIENTOS Agradecemos al Instituto Politécnico Nacional y al pueblo de México por darnos la oportunidad de estudiar y culminar la educación superior. Rodolfo, Julio y Edgar

Agradezco a mi madre por todo el cariño, enseñanzas, apoyo, fortaleza y dedicación que me ha contagiado a lo largo de mi vida para ser un hombre de bien. A mi hermana por su cariño y alegría de las cuales he aprendido lo esencial de la vida. A mi tío por su sabiduría para aconsejarme y apoyarme para seguir adelante y cumplir todas mis metas. A mi familia que me ha apoyado durante mis estudios y así poder continuar mi educación, a mis amigos junto con los cuales desarrollé este proyecto. A mi novia por su cariño y comprensión y a todo el equipo Mini baja por su amistad y apoyo durante el tiempo que llevo de conocerlos. Edgar Joel Pérez Carvajal

Las palabras sobran cuando el sentir es compartido por aquellas personas que vivieron el transcurso del inicio de una vida, los que me han acompañado y vivido en todos los tropiezos, risas, añoranzas, felicidades, angustias y logros a lo largo de mi camino. La vida es una suma de esfuerzos y luchas, que para hacerles frente uno toma las enseñanzas y experiencias de las personas que mas se aprecian, o bien, que han estado presentes en esos momentos a tu lado. Este trabajo representa la culminación de un inicio, pero todo lo aprendido perdurará para toda la vida, es por eso que lo dedico a las personas que me han ayudado a ser la persona que hoy en día soy: a mi Madre, por lo que hemos vivido juntos y lo que he aprendido de ella, que con orgullo puedo decirle que es y será mi mejor amiga, gracias por tu fortaleza; a mi Padre por todo su apoyo en todos mis planes aun cuando sabe que no es el mejor camino, gracias por dejarme aprender y entender la vida, a mi Hermana quien me ha sabido apoyar y aconsejar en todo momento, quien a pesar de mi carácter no ha dejado de consentirme en momentos de angustia y ayudado sin pedir algo a cambio; a mi Tía Luisa por creer en mi, por su apoyo incondicional y ser un pilar importante en mi desarrollo; a Laura por su apoyo y comprensión no solo académica sino personal; a Julio que ha sido un gran compañero de equipo de trabajo y un amigo de vida sin igual, que junto con Edgar no seria posible este logro, a mis amigos con los que en los últimos tiempos he compartido una gran parte de mi tiempo y experiencias, ustedes son mi familia fuera de casa. A todos, Muchas Gracias y este trabajo es para ustedes.

Rodolfo Moises Lemus Flores

Este trabajo quiero dedicarlo a:

Dios por regalarme la oportunidad de vivir. Mi mamá, porque gracias a que me ha llevado de la mano desde el día en que nací y nos ha entregado a mis hermanos y a mi su vida y amor, hoy puedo saber que ningún hombre puede ser triunfador si no quiere y ayuda a los que más necesitan. Desde el día en que me cobijó en su vientre la comencé a amar y toda mi vida lo seguiré haciendo. Gracias por confiar todo el tiempo en mi. Mi papá, porque nunca escatimó en la ayuda para que pudiera cumplir mis metas. Su mano firme me ha trazado el camino para convertirme en un hombre responsable y comprometido. Siempre fue y seguirá siendo mi mayor ejemplo como persona. Mis hermanos Hugo y Felipe, que siempre están presentes en mis pensamientos. No hubiera podido tener una niñez tan feliz de no haber sido por todo lo que compartí con ellos. Mi abuelita Anita, que me ha entregado su cariño y sabiduría. Desde que tengo uso de razón la considero mi segunda madre. Mi primo Arturo Herrera por ser un ejemplo de tenacidad y compromiso en todo lo que ha emprendido. A Antonio Flores y Rodolfo de la Rosa por todo el apoyo desinteresado que me brindaron a lo largo de mi carrera. A toda la familia de la Rosa por todo su cariño y ayuda a lo largo de mi vida. La familia Anta Mejía, por cobijarme como un miembro más de su familia y apoyarme en las buenas y en las malas. Mis amigos de toda la vida Alejandra Anta, Mario Sánchez, Ernesto Contreras, César Pérez, Rodolfo Castro, Antonio Miguel, Aline Soriano, Iván Martínez y Jesús Neumann por regalarme los mejores momentos en mi adolescencia. Mis mejores compañeros y amigos durante toda la carrera, Rodolfo Lemus, Adriana Hernández, Edgar Joel, Juan Carlos Rodríguez, Víctor Huidobro, Armando Hurtado y Raúl de Castro por su apoyo dentro y fuera de la escuela. Mis compañeros Jacob López, Raúl Gómez, Jorge Torales, Fernando Martínez, Yanko González, Rodrigo Olmos, Arturo Brito y Fernando Damián, sin ustedes no hubiera sido tan divertida y enriquecedora la experiencia Mini Baja. A Miguel Ángel Rodríguez, Óscar Ávalos y Héctor Cruz por todas sus enseñanzas y apoyo como profesores y amigos.

Julio Orozco Santos Coy

Transmisión Electrónica Dual

ÍNDICE ÍNDICE

I

ÍNDICE DE FIGURAS

III

RESUMEN

VI

TRANSMISIÓN ELECTRÓNICA DUAL PALABRAS CLAVE ABSTRACT RESUMEN

VI VI VI VI

OBJETIVOS

VII

OBJETIVO GENERAL OBJETIVOS PARTICULARES

VII VII

INTRODUCCIÓN

VIII

CAPÍTULO I

1

ANTECEDENTES Y PANORAMA GENERAL

1

CAPÍTULO II

3

PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

3

CAPÍTULO III

4

DESARROLLO DE LA PROPUESTA 3.1. ZONA ÓPTIMA DE FUNCIONAMIENTO DEL MOTOR 3.2. CAMBIOS EN LA EFICIENCIA DEL MOTOR DEBIDO A LA PRESIÓN ATMOSFÉRICA 3.3. TRANSMISIÓN VARIABLE CONTINUA 3.4. CÁLCULO DE LAS RELACIONES DE TRANSMISIÓN 3.5. DINÁMICA DEL AUTOMÓVIL EN CONDICIONES DE ALTO PAR 3.6. LIMITACIONES EN VELOCIDAD 3.6.1. Cálculo de la velocidad máxima del auto con la oposición de la fuerza de arrastre 3.7. MODALIDADES DE CONTROL DE LA TRANSMISIÓN ELECTRÓNICA DUAL. 3.7.1. Modo manual 3.7.2. Modo automático 3.8. SENSORES

4 4 7 12 15 16 22 22 25 25 25 27

I

Transmisión Electrónica Dual

3.9. VISUALIZACIÓN 3.10. CONTROL DEL SISTEMA 3.10.1. Microcontrolador principal 3.10.2. Microcontrolador secundario 3.11. ETAPA DE POTENCIA 3.12. ACTUADORES 3.13. FABRICACIÓN Y CARACTERÍSTICAS DE TARJETAS DE CONTROL 3.13.1. Tarjeta de visualización 3.13.2. Tarjeta de control 3.14. CONSIDERACIONES INICIALES PARA EL DISEÑO MECÁNICO 3.15. CARACTERÍSTICAS YAMAHA® YSF200D 3.16. COMPONENTES UTILIZADOS 3.17. DISEÑO DE PLACAS LATERALES 3.18. CÁLCULOS DE REACCIONES EN LOS APOYOS Y CARGAS EN LOS RODAMIENTOS. 3.18.2. Cálculos del eje primario de la transmisión 3.18.3. Cálculos del eje secundario de la transmisión 3.18.4. Cálculos del eje final de la transmisión 3.19. DISEÑO DEL EJE DE LA POLEA Y EJE FINAL 3.20. PIEZAS COMPLEMENTARIAS 3.21. DISEÑO DE LA REDUCCIÓN FIJA 3.22. ANÁLISIS DE ESFUERZOS EN LAS PLACAS 3.23. DISEÑO ASISTIDO POR COMPUTADORA EN CAD 3.24. ARMADO DE LA TRANSMISIÓN ELECTRÓNICA DUAL 3.25. PRUEBAS Y REDISEÑO

30 32 35 37 40 41 43 44 45 47 48 49 52 57 61 64 67 71 76 79 80 82 84 90

CAPÍTULO IV

95

VALIDACIÓN DEL SISTEMA 4.1. PRUEBAS DE CALIBRACIÓN 4.2. PRUEBAS DE VISUALIZACIÓN 4.3. PRUEBAS DE TRANSICIÓN DE CAMBIOS EN LA CAJA ELECTRÓNICA DUAL 4.4. PRUEBA DE CAPACIDAD DE TRANSMISIÓN DE POTENCIA DEL EMBRAGUE Y TRANSICIÓN DE

95 95 96 97

RELACIONES DE TRANSMISIÓN

98

CAPÍTULO V

100

CONCLUSIONES

100

APÉNDICES

103

APÉNDICE A APÉNDICE B APÉNDICE C APÉNDICE D APÉNDICE E APÉNDICE F

103 104 105 106 107 109

II

Transmisión Electrónica Dual

ÍNDICE DE FIGURAS Figura 3.1. Curva potencia-velocidad. Briggs & Statton Modelo 20..............................................................4 Figura 3.2. Curva par-velocidad. Briggs & Stratton Modelo 20. ...................................................................5 Figura 3.3. Aproximación de curva potencia-velocidad. ................................................................................5 Figura 3.4. Aproximación de curva par-velocidad. .......................................................................................6 Figura 3.5. Curvas de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y en la Cd. de México. ........................9 Figura 3.6. Curvas de par-velocidad del motor a nivel del mar y en la Cd. de México................................10 Figura 3.7. Curvas de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y en Toluca........................................11 Figura 3.8. Curvas de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y en Toluca........................................11 Figura 3.9. Ventaja en aceleración de una transmisión por CVT frente a una manual [5]. .........................12 Figura 3.10. Curva característica de la CVT................................................................................................13 Figura 3.11. Curva par-RPM a la salida de la CVT. ....................................................................................14 Figura 3.12. Diagrama de cuerpo libre del auto en prueba de pendiente. ...................................................16 Figura 3.13. Diagrama de resistencia a la rodadura....................................................................................18 Figura 3.14. Curva Par-RPM a la salida del primer cambio........................................................................20 Figura 3.15. Curva par-RPM a la salida del segundo cambio......................................................................21 Figura 3.16. Velocidades del auto con las 2 relaciones de transmisión. ......................................................21 Figura 3.17. Proyección frontal del auto. .....................................................................................................23 Figura 3.18. Velocidad máxima teórica del auto considerando fuerza de arrastre. .....................................24 Figura 3.19. Vista e indicación de los botones de cambio de relación en el volante....................................25 Figura 3.20. Interruptor de modalidades (derecha de la imagen) ................................................................26 Figura 3.21. Sensor inductivo Allen-Bradley. ...............................................................................................27 Figura 3.22. A) Rueda dentada para el sensor de velocidad; B) Rueda dentada para el sensor de RPM....28 Figura 3.23. Interruptor mecánico de fin de carrera. ...................................................................................28 Figura 3.24. Mecanismo para la actuación y sensado de posición de la leva de cambios. ..........................29 Figura 3.25. Mecanismo para el chicote del embrague y sensado de posición. ...........................................29 Figura 3.26. Tarjeta de visualización indicando los LEDs ...........................................................................30 Figura 3.27. Displays de 7 segmentos y botón de modalidad de despliegue de información. ......................31 Figura 3.28. Pin out del PIC16F876.............................................................................................................32 Figura 3.29. Pin out del PIC16F716.............................................................................................................33 Figura 3.30. Diagrama general de control de la "Transmisión electrónica dual". ......................................34 Figura 3.31. Diagrama de flujo de la lógica en el modo manual..................................................................36 Figura 3.32. Diagrama de flujo de la lógica en el modo automático............................................................37 Figura 3.33. Pantalla principal del software de programación....................................................................38 Figura 3.34. Diagrama de flujo a bloques de la lógica en el microcontrolador secundario. .......................39 Figura 3.35. Etapa de potencia con relevadores...........................................................................................40 Figura 3.36. Motoreductor Tomotive 404.326 127F 10280. ........................................................................41 Figura 3.37. Motor con reducción de engranes de la marca SWF modelo 473 198. ....................................42 Figura 3.38. Vista del PCB a dos caras de la tarjeta de visualización. ........................................................43 Figura 3.39. Vista del PCB a dos caras de la tarjeta de control...................................................................43 Figura 3.40. Visualización del sistema operando. ........................................................................................44 Figura 3.41. Indicación de los microcontroladores dentro de la tarjeta de control. ....................................45 Figura 3.42. Indicación de conectores a los diferentes dispositivos. ............................................................45 Figura 3.43. Configuración de la transmisión Yamaha® YSF200D Blaster. ...............................................47 Figura 3.44. Yamaha Blaster YSF200D ........................................................................................................48 Figura 3.45. Eje primario..............................................................................................................................49 Figura 3.46. Eje secundario. .........................................................................................................................49 Figura 3.47. Horquillas.................................................................................................................................50 Figura 3.48. Leva de tambor. ........................................................................................................................50 Figura 3.49. Embrague. ................................................................................................................................51 Figura 3.50. Primera versión del diseño.......................................................................................................52 Figura 3.51. Segunda versión del diseño. .....................................................................................................53 Figura 3.52. Tercera versión del diseño. ......................................................................................................54

III

Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.53. Cuarta versión del diseño.........................................................................................................54 Figura 3.54. Quinta versión del diseño. ........................................................................................................55 Figura 3.55. Transmisión semi-ensamblada con pruebas en madera. ..........................................................56 Figura 3.56. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x...................................................................59 Figura 3.57. Reacciones en los apoyos del eje (lb) .......................................................................................59 Figura 3.58. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................59 Figura 3.59. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y...................................................................60 Figura 3.60. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................60 Figura 3.61. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................60 Figura 3.62. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x...................................................................62 Figura 3.63. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................62 Figura 3.64. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................63 Figura 3.65. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y...................................................................63 Figura 3.66. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................63 Figura 3.67. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................64 Figura 3.68. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x...................................................................65 Figura 3.69. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................66 Figura 3.70. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................66 Figura 3.71. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y...................................................................66 Figura 3.72. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................67 Figura 3.73. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................67 Figura 3.74. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x...................................................................68 Figura 3.75. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................68 Figura 3.76. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................69 Figura 3.77. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y...................................................................69 Figura 3.78. Reacciones en los apoyos del eje (lb). ......................................................................................69 Figura 3.79. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.). ..............................................................................70 Figura 3.80. Eje final de transmisión............................................................................................................72 Figura 3.81. Eje de polea y piñón del embrague...........................................................................................75 Figura 3.82. Soporte de leva de tambor. .......................................................................................................76 Figura 3.83. Guarda de lubricación del sistema...........................................................................................76 Figura 3.84. Leva de accionamiento de embrague........................................................................................77 Figura 3.85. Soporte de la leva de tambor. ...................................................................................................77 Figura 3.86. Disco de frenos. ........................................................................................................................78 Figura 3.87. Mordazas del freno...................................................................................................................78 Figura 3.88. Rueda dentada de 13 dientes. ...................................................................................................79 Figura 3.89. Análisis de Esfuerzos en la placa izquierda de la transmisión.................................................81 Figura 3.90. Factores de seguridad en la placa izquierda de la transmisión. ..............................................81 Figura 3.91. Acoplamiento de la transmisión al chasis. ...............................................................................82 Figura 3.92. Ubicación de los elementos de transmisión de potencia. .........................................................82 Figura 3.93. Parte trasera del chasis............................................................................................................83 Figura 3.94. Embrague de la transmisión.....................................................................................................83 Figura 3.95. Colocación de los ejes primario, secundario y leva de tambor en la placa izquierda. ............84 Figura 3.96. Ubicación de las horquillas selectoras.....................................................................................84 Figura 3.97. Colocación de la placa de aluminio rolado en la placa derecha. ............................................85 Figura 3.98. Alineación de ejes para ensamblado. .......................................................................................85 Figura 3.99. Colocación de postes de acero y tornillos. ...............................................................................85 Figura 3.100. Ajuste del ensamble. ...............................................................................................................86 Figura 3.101. Montaje y lubricación de pastas y discos del embrague. .......................................................86 Figura 3.102. Ensamble completo del embrague. .........................................................................................86 Figura 3.103. Colocación y lubricación de cadena. .....................................................................................87 Figura 3.104. Colocación y sellado de carcasa del embrague. ....................................................................87 Figura 3.105. Vista lateral derecha del ensamble completo. ........................................................................88 Figura 3.106. Vista frontal del ensamble completo.......................................................................................88 Figura 3.107. Vista lateral izquierda del ensamble completo.......................................................................89 Figura 3.108. Falla en la caja del rodamiento de eje secundario.................................................................90

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Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.109. Daño ocasionado en soporte de la leva de tambor.................................................................91 Figura 3.110. Ruptura de engrane 11 dientes de eje primario......................................................................91 Figura 3.111. Análisis de esfuerzos en software de elemento finito. Esfuerzos en pascales. ........................92 Figura 3.112. Análisis de deformación en software de elemento finito. Deformaciones en metros..............92 Figura 3.113. Análisis de esfuerzos en software de elemento finito. Esfuerzos en pascales. ........................93 Figura 3.114. Distribución de factores de seguridad....................................................................................93 Figura 3.115. Análisis de esfuerzos en software de elemento finito. Esfuerzos en pascales. ........................94

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Transmisión Electrónica Dual

RESUMEN Transmisión electrónica dual Palabras Clave Sistema, transmisión, Mini Baja®, electrónica, dual, automática, manual, control, visualización.

Abstract The present document shows the development of the Trabajo Terminal named “Dual electronic transmission”, which is trying to upgrade the gearbox system on use these days by the Mini Baja® vehicles at the UPIITA of Instituto Politecnico Nacional, these events consists on a students competition series generated by the Society of Automotive Engineers Internacional, SAE. The upgrade consists on the development of an electronic shifter system with two ratios, this using a pair of shafts and gear’s from a Yamaha® Blaster YFS200D model 1992 where they were modify to obtain the ratios that the design demands. The designed system has been improved to be controlated on two ways: • Manually: Letting the pilot to take control over the efficiency of the vehicle on situations that require it. • Automatic: Giving freedom to the driver to focus on the road without concerning on the shift’s of the electronic gearbox transmission.

Resumen El presente documento muestra el desarrollo del Trabajo Terminal llamado “Transmisión electrónica dual” que busca mejorar el sistema de transmisión utilizado actualmente por los autos Mini Baja® de la UPIITA del Instituto Politécnico Nacional, dicho evento consta de una serie de competencias estudiantiles promovidas por la Sociedad de Ingenieros Automotrices (Society of Automotive Engineers Internacional, SAE). La mejora consiste en el desarrollo de un sistema electrónico de cambios con dos relaciones de transmisión y que se llevó a cabo utilizando como base un par de ejes y engranes de una cuatrimoto Yamaha® Blaster YFS200D modelo 1992 los cuales fueron acoplados a fin de obtener las relaciones que el diseño propuesto exige. El sistema ha sido diseñado para ser controlado de 2 formas: -

De manera manual, permitiéndole al piloto intervenir en el desempeño del vehículo en situaciones que así lo requieran. De modo automático que le permitirá al conductor concentrarse directamente en el manejo. VI

Transmisión Electrónica Dual

OBJETIVOS

Objetivo general Desarrollar un sistema de transmisión para vehículos de tipo Mini Baja® con dos cambios de velocidad para condiciones de alto par y alta velocidad operado electrónicamente bajo el esquema de dos modalidades: automático y manual.

Objetivos particulares -

Aplicar un enfoque de la ingeniería en mecatrónica al diseño para mejorar el desempeño funcional del sistema de transmisión de los automóviles Mini Baja®.

-

Dar a conocer los alcances de los sistemas mecatrónicos desarrollados en la UPIITA para el ámbito de competencias universitarias, en donde hasta ahora, los desarrollos han sido puramente mecánicos.

-

Dejar los precedentes para la implementación de sistemas mecatrónicos dentro del equipo Mini Baja® de la UPIITA y en todo caso registrar ante el organismo competente (IMPI) las innovaciones que nuestra disciplina pueda generar.

VII

Transmisión Electrónica Dual

INTRODUCCIÓN El desarrollo de automóviles de competencia es una actividad que día a día crece a pasos agigantados para lograr rendimientos, potencias, resistencia y velocidades cada vez mayores, sin olvidar el factor seguridad. Una oportunidad para los futuros ingenieros de diversas universidades del mundo de estar en contacto con la ingeniería automotriz y poner a prueba sus prototipos en competencia que demanden toda su creatividad, ingenio y esfuerzo, es la categoría Mini Baja®, que organiza la Sociedad de Ingenieros Automotrices, SAE (Society Automotive Engieneers). Desde hace 4 años la UPIITA cuenta con equipo Mini Baja® y a pesar de que en un principio fue necesario obtener experiencia en este tipo de competencias utilizando vehículos enteramente mecánicos, surge la necesidad de innovar e implementar los conocimientos y las tecnologías propias de la Ingeniería en Mecatrónica. Durante las competencias es de vital importancia llevar al automóvil a sus límites, por lo que el diseño y construcción deben ser enfocados a crear sistemas que resistan pruebas exigentes y tengan una excelente eficiencia que resulte en una mayor velocidad y potencia posibles. Es un hecho que la inclusión de la electrónica y el control en sistemas del automóvil ha mejorado el desempeño de éste, por eso es importante iniciar el desarrollo de sistemas que incluyan estas disciplinas para saltar a un nivel más alto dentro de las competencias del tipo Mini Baja®. Debido a las restricciones reglamentarias de utilizar un motor definido, es necesario obligar a éste, a trabajar en sus rangos de mejor funcionamiento por medio de sistemas automotrices resistentes, ligeros y eficaces. Partiendo de la problemática observada en las pruebas dinámicas de las competencias se concibió la idea de fabricar una caja de cambios capaz de soportar y superar las pruebas de alto par, así como las de velocidad y resistencia. El sistema, aunado a la transmisión variable continua (Continuously Variable Transmission CVT) utilizada actualmente por un 90% de los equipos Mini Baja® debe entregar un rango más amplio de relaciones de transmisión y dar al vehículo el mejor desempeño en cada una de las pruebas a las que es sometido. Una transmisión electrónica, nos ofrece la oportunidad de realizar las transiciones de relación de transmisión en forma automática y poder interactuar con las variables de transmisión más importantes como son RPM (revoluciones por minuto) del motor y velocidad sin necesidad de perder atención en otras variables propias del manejo de un automóvil de competencia. Tomando en cuenta los cálculos realizados en el presente Trabajo Terminal, se propusieron dos relaciones de transmisión las cuales fueron diseñadas a partir de algunas piezas de una transmisión secuencial de un vehículo todo terreno ATV (All Terrain

VIII

Transmisión Electrónica Dual

Vehicle) o cuatrimoto. Se hizo énfasis en obtener un prototipo ligero, resistente y con sistemas de control y electrónica eficaces. El sistema de control electrónico consta de dos microcontroladores conectados en paralelo, que son los encargados de la toma de datos de los sensores tanto de RPM y velocidad, como de posición de los mecanismos actuados por motoreductores, visualización de las RPM, velocidad y posición de la reducción actual en la transmisión electrónica dual. El sistema cuenta con dos modalidades: automática y manual, en la primera los cambios son llevados a cabo mediante una retroalimentación entre los sensores de RPM y velocidad contra los datos almacenados en los dispositivos programables para definir si existe alguna necesidad de llevar a cabo algún cambio, mientras que en la modalidad manual, el piloto posee la decisión de realizar algún cambio presionando el botón correspondiente en el volante del vehículo. Un aspecto relevante en la Transmisión Electrónica Dual es lo ligero del sistema mecánico, esto debido a la utilización de aluminio para la fabricación del bastidor que soportará todos los elementos que transmiten potencia. En el primer capítulo del presente trabajo, se desarrollan los antecedentes que llevaron a concebir la idea de realizar una transmisión electrónica. Durante el segundo capítulo, se plantea el problema a resolver y se desarrolla a grandes rasgos la propuesta de solución y los modos de operación del sistema. En el capítulo tres, se incluye el desarrollo de cada una de las partes que conforman al sistema de transmisión. Este capítulo muestra los cálculos para elegir las dos relaciones de transmisión que se utilizaron, las características de todo el sistema de control, así como sensores, actuadotes y electrónica de potencia. Así mismo, se desarrolla la propuesta del sistema mecánico, se incluyen los cálculos de esfuerzos de las piezas críticas, selección de materiales y mecanismos para conformar la transmisión electrónica dual. También cuenta con una sección en donde se explica el porqué de las fallas presentadas y se proponen alternativas para su solución. El capítulo cuatro nombrado “Validación”, muestra el desarrollo de las pruebas aplicadas a la Transmisión Electrónica Dual y los resultados obtenidos, así como soluciones a las pruebas que no fueron satisfactorias y su interpretación. En el quinto y último capítulo se incluyen las conclusiones del Trabajo Terminal “Transmisión electrónica dual”.

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Transmisión Electrónica Dual

CAPÍTULO I Antecedentes y panorama general Mini Baja® es una categoría de autos de competencia todo terreno de estructura tubular diseñado y construido por alumnos en diversas universidades a nivel nacional e internacional. El diseño de la transmisión, suspensión, dirección, chasis y otros componentes del carro es libre, es obligado cumplir con las normas de seguridad dictadas por el reglamento internacional de SAE para Mini Baja®. Todos los autos deben competir con un motor de combustión interna Briggs & Stratton de 10 HP. El equipo Mini Baja® de la UPIITA cuenta con la experiencia de haber participado en las siguientes competencias nacionales organizadas por la Sociedad de Ingenieros Automotrices de México: -Mini Baja® 2002 Toluca, Nevado. -Mini Baja® 2003 Toluca, Centro Dinámico Pegaso. -Mini Baja® 2004 Tequisquiapan, Querétaro. -Mini Baja® 2005 Tequisquiapan, Querétaro. Las competencias consisten en someter al auto a diversas pruebas como lo son: -Prueba de seguridad. -Prueba de frenado. -Prueba de aceleración. -Prueba de pendiente. -Prueba de rock crowling (terreno extremo con piedras). -Prueba de arrastre. -Prueba de maniobrabilidad. -Carrera de resistencia. En noviembre del 2002 se compitió con un auto que incluyó una caja de cadenas y catarinas con una relación fija 4.6 a 1, que junto con unas llantas de 50 cm de diámetro y una CVT COMET modelo 770, se obtuvo una superioridad en la prueba de aceleración, aunque con deficiencias en las pruebas de pendiente y arrastre. En la carrera del 2003 se utilizó una caja de cadenas y catarinas con una reducción fija de 6.1 a 1, llantas del mismo diámetro y el modelo de CVT antes mencionado logrando un 2º lugar en la prueba de aceleración, conseguimos un buen desempeño de velocidad durante la carrera de resistencia, cabe mencionar que el auto no superó la prueba de arrastre y tuvimos un 9º lugar en la prueba de pendiente.

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Transmisión Electrónica Dual

En febrero del 2004 participamos con una caja de cadenas y catarinas con una relación fija de 7.1 a 1, mismos neumáticos y CVT, con esta relación se consiguió estar dentro de los 3 primeros lugares en las pruebas de pendiente, arrastre y rock-crowling y dentro de los 10 primeros lugares en la prueba de aceleración. En la competencia de Tequisquiapan 2005 se utilizó un caja con de cadenas y catarinas con una reducción 11.2 a 1, neumáticos de 65 cm de diámetro y una CVT COMET modelo 790, obteniendo el segundo lugar en la prueba de resistencia, segundo lugar en arrastre, segundo lugar en aceleración, aunque no se superó la prueba de pendiente, que debido al peso de vehículo es la que mayor par torsor requirió.

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Transmisión Electrónica Dual

CAPÍTULO II Planteamiento del problema Durante los 4 años de experiencia en las competencias SAE Mini Baja® se notó la necesidad de construir una transmisión que posea el par torsor necesario para superar las pruebas de pendiente, arrastre y rock-crowling, así como la velocidad para superar las pruebas de aceleración y la carrera de resistencia. A pesar de contar con una CVT la cual nos entrega una relación de transmisión bastante amplia, el tener una reducción fija a la salida de la transmisión continua variable, no es suficiente el rango de ésta para superar todas las pruebas de la carrera Mini Baja® en los primeros lugares. Por estos motivos fue necesario diseñar y construir una transmisión que pueda tener un rango más amplio de relaciones de par-velocidad. Debido a que las pruebas antes mencionadas y la carrera de resistencia se realizan en terreno agreste, es necesario que el piloto lleve las manos en el volante para mantener el control del automóvil. Por esta razón surge la necesidad de poder realizar los cambios de relación de transmisión desde el volante. La transmisión electrónica dual que se desarrolló, incluye el poder realizar los cambios de 1ª a 2ª y viceversa desde el volante. El sistema propuesto tiene 2 modos de operación: Manual. El piloto puede observar la velocidad y/o RPM del motor y decidir cuando realizar los cambios de relación de transmisión pulsando un botón para cada velocidad. Automático. Los microcontroladores poseen constantes de velocidad y RPM, que en conjunto a las señales electrónicas que entregan los sensores de RPM y velocidad, se determinan los cambios de relación de transmisión requeridos sin que el piloto tenga que tomar esta decisión.

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Transmisión Electrónica Dual

CAPÍTULO III Desarrollo de la propuesta 3.1. Zona óptima de funcionamiento del motor La función de la caja de cambios es adecuar el par del motor a la resistencia que presenta el vehículo bajo ciertas condiciones de marcha, se comporta por tanto, como un transformador de velocidad y un convertidor mecánico de par. El funcionamiento de un motor de combustión interna es estable y regular sólo a regímenes comprendidos entre el par máximo y el régimen de potencia máxima. Por lo tanto, el motor puede funcionar correctamente dentro de un intervalo de revoluciones por minuto limitado, de ahí la necesidad de disponer de un cambio de relaciones de transmisión para que el motor pueda funcionar dentro del rango aceptable bajo cualquier condición de marcha del vehículo [1]. Las figuras 3.1 y 3.2 muestran las curvas características del motor que proporciona el proveedor en los manuales de operación [2]. En la Figura 3.1 (Curva potencia-velocidad) se puede observar que se alcanza el máximo de potencia a 4000 revoluciones por minuto. Por reglamento de SAE internacional los motores de los autos “Mini Baja®” deben estar gobernados a 3800 RPM en las competencias, así que tomaremos este valor para determinar la máxima potencia alcanzable.

Figura 3.1. Curva potencia-velocidad. Briggs & Statton Modelo 20.

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Transmisión Electrónica Dual

La Figura 3.2 (Curva par-velocidad) nos muestra que el motor alcanza su máximo par torsor a las 2600 RPM, por lo tanto, tomaremos el intervalo de las 2600 RPM a las 3800 RPM como el rango de funcionamiento estable del motor.

Figura 3.2. Curva par-velocidad. Briggs & Stratton Modelo 20.

Para visualizar el comportamiento del motor se recurrió al uso de Matlab® versión de prueba. Se aproximaron las curvas de par-velocidad y potencia-velocidad. En las figuras 3.3 y 3.4 se muestran la aproximación de las curvas proporcionadas por el proveedor.

Figura 3.3. Aproximación de curva potencia-velocidad.

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Figura 3.4. Aproximación de curva par-velocidad.

Las dos líneas verticales que cortan las gráficas de par-velocidad y potencia-velocidad en las 2600 RPM y 3800 RPM nos definen el rango de funcionamiento estable del motor.

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3.2. Cambios en la eficiencia del motor debido a la presión atmosférica

Debido a que el auto trabaja con un motor de combustión interna de 4 tiempos y se ve afectado por los cambios en la presión atmosférica, se debe calcular la reducción de la eficiencia en potencia debido a la altitud. Con la siguiente ecuación es posible calcular la potencia de un motor teniendo como variables la presión atmosférica y las revoluciones por minuto. [4]

POTENCIA =

AP ∗ CR ∗ VE ∗ CID ∗ RPM .......... Ecuación 3.1 792001 .6

Donde: POTENCIA= Potencia del motor [HP]. VE= Eficiencia volumétrica. AP= Presión atmosférica [psi]. CR= Relación de compresión. CID= Desplazamiento [pulg3]. RPM= Revoluciones por minuto. Para obtener la potencia, tenemos que calcular antes la eficiencia volumétrica (VEVolumetric Efficiency), que es un valor calculado por los diseñadores del motor que depende en gran medida de la velocidad de giro del motor y la carga. La mayoría de los motores poseen cámaras de combustión, árbol de levas, válvulas, etc., diseñadas para obtener una eficiencia volumétrica en el rango de las 2500 RPM en donde en promedio el motor es más usado. Como resultado de ese compromiso a velocidades menores o mayores de la indicada, el valor de VE es menor y decae el rendimiento del motor [3].

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Si se conoce la potencia a revoluciones dadas, se puede aproximar la eficiencia volumétrica al nivel mar despejándola de la ecuación 3.1. VE =

POTENCIA ∗ 792001 .6 AP ∗ CR ∗ CID ∗ RPM

Donde: VE= Eficiencia volumétrica. POTENCIA= Potencia del motor [HP]. AP= Presión atmosférica [psi]. CR= Relación de compresión. CID= Desplazamiento [pulg3]. RPM= Revoluciones por minuto. La relación de compresión y el desplazamiento en pulgadas cúbicas es dado por el proveedor del motor, mismo que utilizaremos con una relación de compresión de 8.0 a 1 y un desplazamiento de 18.6 en pulgadas cúbicas. (véase apéndice A). Con estos datos y tomando un valor de potencia y sus correspondientes RPM de las curvas características del motor se puede obtener la eficiencia volumétrica.

s ∗ pu lg ] pie ∗ min VE = 14.7[lb / pu lg 2 ] ∗ 8 ∗18.6[ pu lg 3 ] ∗ 4000rpm 9.25[ HP] ∗ 792001.6[

VE= 0.8358 Con la eficiencia volumétrica podemos ahora calcular el efecto de la presión atmosférica en el funcionamiento del motor utilizando la ecuación 3.1:

POTENCIA =

AP ∗ CR ∗ VE ∗ CID ∗ RPM 792001 .6

La Ciudad de México tiene una presión atmosférica promedio al año de 586 mmHg, convirtiendo esto a lb/pulg2 tenemos 11.3345 lb/pulg2. Para resolver esta ecuación volvemos a tomar una relación de compresión de 8.0 a 1 y un desplazamiento en pulgadas cúbicas de 18.6, además tomamos 4000 RPM que es el rango máximo de revoluciones que nos muestra el proveedor del motor en las curvas de potencia-velocidad y par-velocidad. 8

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Resolviendo la ecuación de potencia obtenemos lo siguiente:

POTENCIA =

11 .3345[lb / pu lg 2 ] ∗ 8 ∗ 0.8358 ∗ 18.6[pulg 3 ] ∗ 4000 RPM s ∗ pu lg 792001 .6[ ] pie ∗ min

POTENCIA= 7.1322 HP Dividiendo la potencia del motor obtenida en la ciudad de México entre la que nos da el proveedor, podemos obtener una constante de eficiencia para todo el rango de revoluciones de la curva potencia-velocidad del motor. C=

7.1322 HP = 0.7711 9.25 HP

En la Figura 3.5 se muestran la curva de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y la aproximación teórica de ésta misma al operar el motor en la Ciudad de México.

Figura 3.5. Curvas de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y en la Cd. de México.

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En la Figura 3.6 se muestran la curva de par-velocidad del motor a nivel del mar y la aproximación teórica de esta misma al operar el motor en la Ciudad de México.

Figura 3.6. Curvas de par-velocidad del motor a nivel del mar y en la Cd. de México.

Debido a que la competencia nacional de Mini Baja® organizada por SAE México se ha venido realizando desde hace varios años en la ciudad de Toluca y siendo ésta una de las ciudades más altas del país, tenemos que diseñar la caja de cambios tomando en cuenta las pérdidas en potencia que le ocasiona al motor el descenso de la presión atmosférica. Tomando la presión atmosférica promedio de Toluca al año de 560 mmHg obtenemos una constante de eficiencia del motor de: Ctoluca= 0.7368

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En las figuras 3.7 y 3.8 se muestran las curvas de aproximación del comportamiento del motor en condiciones de presión atmosférica de la ciudad de Toluca.

Figura 3.7. Curvas de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y en Toluca.

Figura 3.8. Curvas de potencia-velocidad del motor a nivel del mar y en Toluca.

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3.3. Transmisión variable continua Una CVT (Continuously Variable Transmission) es un sistema de transmisión de potencia que multiplica el par, reduciendo las revoluciones por minuto. El sistema consta de dos poleas que son capaces de variar su diámetro y están conectadas por medio de una banda en V. La polea motriz está conectada al motor y es sensible a las revoluciones de éste y la polea conducida es sensible al par. La conexión entre la caja de velocidades y el motor de nuestro auto se hace utilizando una CVT marca COMET modelo 790 (véase apéndice B). La Figura 3.9 muestra 2 gráficas en las que se puede apreciar la ventaja en aceleración de tener una CVT como paso intermedio entre la caja de cambios y el motor.

Figura 3.9. Ventaja en aceleración de una transmisión por CVT frente a una manual [5].

Para controlar el rango de revoluciones a las que empieza a operar la CVT se seleccionaron los siguientes resortes y contrapesos (véase apéndice C): Resorte: 703242/43 purple 20.5 pulg Contrapeso: 602246 blue/blue side cones weight=98 g Esta CVT fue elegida debido a que funciona correctamente para motores de 4 tiempos y soporta hasta 5,500 RPM y 16 HP, además de que el rango de operación es el adecuado para la caja de cambios que se está desarrollando.

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El proveedor no proporciona datos acerca de la función de transferencia de la CVT, en el presente trabajo se considera su operación de forma lineal y geométrica. En la Figura 3.10 se muestra la curva característica de relación de transmisión-RPM propuesta para la CVT. Empieza a funcionar a las 1850 RPM en un rango de 3.38:1, así que considerando su funcionamiento lineal a las 2000 RPM estará en un rango de 2.92:1 y por los datos del fabricante sabemos se tiene el rango de 0.54:1 a las 2800 RPM.

Figura 3.10. Curva característica de la CVT.

Tomando en cuenta que nuestra CVT utiliza una banda tipo V, se puede tener una eficiencia de transmisión de potencia del 95 al 97% en condiciones óptimas de trabajo, esta eficiencia puede disminuir y puede llegar a ser del 80% por muchos factores como las altas revoluciones, el deslizamiento de la banda, la pérdida de tensión en la banda, etc. [6]. Para efectos prácticos y debido a que es difícil asegurar condiciones óptimas en un auto tipo todo terreno expuesto a diversos factores externos, tomamos una eficiencia en potencia y par del 85%.

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La Figura 3.11 muestra la curva par-velocidad a la salida de la CVT tomando en consideración la eficiencia antes mencionada.

Figura 3.11. Curva par-RPM a la salida de la CVT.

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3.4. Cálculo de las relaciones de transmisión Para tener una aproximación de la relación de transmisión que deben tener la primera y segunda velocidad del sistema se utilizó la ecuación 3.2 que provee el fabricante para su CVT. R1= Relación geométrica propuesta para la primera velocidad R2= Relación geométrica propuesta para la segunda velocidad ER= Máximas RPM del motor FS= Máxima relación de la CVT V= Velocidad máxima propuesta a alcanzarse en primera velocidad [km/h] V1= Velocidad máxima propuesta a alcanzarse en segunda velocidad [km/h] d= Diámetro de la llanta [cm]

R=

ER ∗

1 ∗ d ∗ π ∗ .0006 FS ………..... Ecuación 3.2. V

1 1 min∗ km ∗ d ∗ π ∗ .0006 3800rev / min∗ ∗ 64.4cm ∗ π ∗ .0006 FS h ∗ cm 0.54 R1 = = km h 55 / V 0.92 R1= 14.28:1 ER ∗

1 1 min∗ km ∗ d ∗ π ∗ .0006 3800rev / min∗ ∗ 64.4cm ∗ π ∗ .0006 FS h ∗ cm 0.54 R2 = = 90km / h V1 0.92 R2= 8.7275:1 ER ∗

A partir de estas relaciones se comenzó a buscar una relación de transmisión para adaptarla a las necesidades del desarrollo expuesto. Se eligió un juego de engranes y ejes de una cuatrimoto Yamaha® Blaster 200 con las siguientes relaciones de transmisión: 1ª= 3.09:1 y multiplicándola por la reducción del embrague de 3.22 y una reducción final de sprockets de 1.30, tenemos una reducción final de 13.04:1 2ª= 2.21:1 y multiplicándola por la reducción del embrague de 3.22:1 y una reducción final de sprockets de 1.30:1, tenemos una reducción final de 9.34:1

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3.5. Dinámica del automóvil en condiciones de alto par A partir de las 2 relaciones de transmisión previamente calculadas se puede obtener la dinámica del auto para la prueba de pendiente que es la que requiere mayor par en la competencia de SAE Mini Baja®. La Figura 3.12 muestra el diagrama de cuerpo libre del auto para una prueba de pendiente. Para realizar el cálculo se utilizaron las siguientes 2 condiciones: -

Ángulo de la pendiente β=40º.

-

Coeficiente de fricción de 0.65. Se tomó este valor de coeficiente de fricción estático debido a que en algunas pruebas de competencias internacionales la prueba de pendiente se realiza en terreno húmedo. [7]

Figura 3.12. Diagrama de cuerpo libre del auto en prueba de pendiente.

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∑F ∑F

x

= fr + F − W ∗ sen( β ) = 0 ………. Ecuación 3.3.

Y

= N − W ∗ cos( β ) = 0 ………….. Ecuación 3.4.

fr = μ ∗ N ……….……………………. Ecuación 3.5. Donde: N= Normal [N] fr= Fuerza de fricción [N] F= Fuerza desarrollada por auto [N]. β= Ángulo de la pendiente [grados]. W= Peso del total del automóvil [N] (Considerando también el peso del piloto). Resolviendo las ecuaciones 3.3, 3.4 y 3.5 para fr= 0.65, W= 2746.8 N (280 kg de masa) y β= 40º resulta un valor: F= 398 N Se toma en cuenta también la fuerza de inercia que debe vencer el auto para comenzar a subir la pendiente. Para realizar los cálculos de esta fuerza, se realizan las siguientes consideraciones: Fi= Fuerza de inercia a vencer. a= aceleración del vehículo para alcanzar la velocidad requerida. v= velocidad de ascenso del auto. t= tiempo en el que se alcanza la velocidad de ascenso partiendo del reposo. m= masa del vehículo.

Para obtener la fuerza de inercia a vencer se calcula la aceleración del auto para alcanzar del reposo la velocidad propuesta:

a=

v ………………………………………….. Ecuación 3.6. t

Resolviendo para v=10km/h (2.77 m/s) y t= 3 s tenemos:

a= 0.925 m/s

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Con los valores de aceleración y la masa del auto (280 kg) podemos calcular la fuerza utilizando la ecuación 3.7.

Fi = m ∗ a ……………………………... Ecuación 3.7. Fi = 280 kg ∗ 0.925m / s 2 Fi = 259.25 N Otro elemento importante a considerar es la fuerza de resistencia a la rodadura. La evidencia experimental muestra que la resultante de las fuerzas ejercidas por el piso sobre la rueda a lo largo de su área, es una fuerza R aplicada en un punto B, el cual no está localizado directamente por debajo del centro de la rueda, sino está localizado ligeramente hacia el frente de la rueda (Figura 3.13). Para equilibrar el movimiento de W con respecto de B y para mantener la rueda en equilibrio (rodando a velocidad constante), es necesario aplicar una fuerza horizontal P en el centro de la rueda [8].

Figura 3.13. Diagrama de resistencia a la rodadura.

La distancia b recibe el nombre de coeficiente a la rodadura, se tomó el valor más alto que aparece en el apéndice D debido a que el auto competirá en terreno agreste y de diversos tipos. La ecuación de equilibrio queda de la siguiente forma:

P ∗ r = W ∗ b …………………………. Ecuación 3.8. P= Fuerza de equilibrio r= radio de la rueda (0.32m) W= peso del auto (2746.8 N) b= coeficiente a la rodadura (.504 pulg. o .0128m)

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Este caso en específico tomaremos la componente vertical del peso debido a la inclinación de 40°. Resolviendo para la fuerza de equilibrio la ecuación 3.8 tenemos:

P=

W ∗ cos 40 ∗ b r

P = 84.2 N Sumando las 3 fuerzas obtenidas (F, Fi y P) obtenemos aproximadamente una fuerza total de oposición al ascenso de una pendiente de 40° del auto de: Ftotal=741.45 N Utilizando la ecuación de par y utilizando un r=.32m:

τ = F ∗ r ………………………………. Ecuación 3.9. Donde:

τ= Par [N-m]

r= radio de las ruedas del auto [m]. F= Fuerza desarrollada por el auto [N].

τ = 237.3 N-m Para calcular la potencia requerida para subir la pendiente se propone una velocidad constante de subida de 10 km/h (2.77 m/s) y se multiplica por la fuerza desarrollada del auto en la subida. Potencia= Ftotal* V ………...….………. Ecuación 3.10. Donde: V= Velocidad constante del auto [km/h] Potencia = Ftotal ∗ V = 951.5 N ∗ 2.77 m / s = 2.060 kW = 2.762 HP Con este resultado podemos observar que para superar la prueba de pendiente el motor cuenta con la potencia suficiente.

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Para obtener las curvas de salida en par del auto en primera y segunda velocidad se hicieron las siguientes consideraciones: -

A la salida de la CVT se tendrá el embrague multidisco que cuenta con un engrane helicoidal, tomaremos una eficiencia del 98% para cada paso de engranes helicoidales [9]. Después se encuentra la reducción engranes de rectos de la cuatrimoto para los cuales propusimos una eficiencia del 97%.

-

A la salida de la reducción tenemos un par de catarinas para las cuales proponemos una eficiencia del 95%.

-

Por último, previendo las pérdidas en las juntas universales, cuñeros y demás elementos a la salida de la caja de cambios, proponemos una eficiencia en esta última parte del 90%.

-

Por lo tanto, multiplicando las eficiencias en cada parte de la transmisión tendríamos una eficiencia a la salida de 0.85*0.98*0.97*0.95*0.9=0.6908. Redondeando este valor, proponemos una eficiencia del 70% en todo el sistema de transmisión (sin contar pérdidas de potencia por presión atmosférica).

En la Figura 3.14 se muestra la curva de par-RPM a la salida del primer cambio. La línea horizontal cruza con la curva aproximadamente a las 90 RPM, se tiene un rango de 40 a 90 RPM aproximadamente en el eje final de la transmisión en el que el par es suficiente para superar la prueba de pendiente. A 90 RPM el auto subiría aproximadamente a 10.8 km/h.

Figura 3.14. Curva Par-RPM a la salida del primer cambio.

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En la Figura 3.15 se muestra la curva de par-RPM a la salida del segundo cambio. Se puede observar que con esta relación de transmisión, el auto también no será capaz de superar la prueba de pendiente propuesta.

Figura 3.15. Curva par-RPM a la salida del segundo cambio.

La Figura 3.16 muestra las velocidades que idealmente o en teoría (geométricamente) se pueden alcanzar con las 2 relaciones de transmisión propuestas.

Figura 3.16. Velocidades del auto con las 2 relaciones de transmisión.

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3.6. Limitaciones en velocidad Ningún automóvil puede viajar a una velocidad infinita, uno de los factores que impiden esta condición es el coeficiente de arrastre. Dicho coeficiente depende básicamente de la forma física del objeto y su orientación con relación a la corriente del fluido (en este caso el aire). La fuerza que se opone al desplazamiento del auto se define de la siguiente forma: “Conforme una corriente de fluido fluye alrededor de un cuerpo, el fluido tiende a adherirse a la superficie en una porción de la longitud del cuerpo. Después, en un cierto punto, la capa delgada del contorno se separa de la superficie, causando que se produzca una excitación turbulenta. La presión en la excitación es significativamente más baja que la del punto de estancamiento en el frente del cuerpo. Una fuerza neta por lo tanto creada, la cual actúa en dirección opuesta a la del movimiento. Esta fuerza es la fuerza de arrastre” [10].

3.6.1. Cálculo de la velocidad máxima del auto con la oposición de la fuerza de arrastre Para calcular la velocidad máxima que puede alcanzar el auto debido a la fuerza de arrastre utilizaremos la eficiencia del 70% en toda la transmisión propuesta anteriormente y proponemos que la curva de potencia del auto se tome a nivel del mar. El coeficiente de arrastre propuesto es el aproximado de una camioneta tipo “Station Wagon” [11], utilizamos este coeficiente de arrastre debido a las características geométricas del auto. El valor de la densidad del aire la tomamos en condiciones atmosféricas normales y a nivel del mar [12]. Potenciasalida= Potenciamotor *.7 ………. Ecuación 3.11.

Potenciamotor= Utilizamos la curva de potencia-velocidad proporcionada por Briggs & Stratton para nuestro motor.

Fa =

Potenciasalida[W ] ………….…… Ecuación 3.12. v[m/s]

Donde: Fa= Fuerza de empuje del auto [N]

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Utilizando la ecuación 3.13 para determinar la fuerza de arrastre:

DF =

CD ∗ r ∗ v 2 * A …………….…… Ecuación 3.13. 2

Donde: CD= Coeficiente de arrastre (0.6) r= Densidad del aire (1.2 kg/m3) v= Velocidad del auto [m/s] A= Área frontal del auto proyectada (0.8 m2) En la Figura 3.17 se puede observar el área frontal del auto, para efectos de cálculo se tomó el área de la pared de fuego (en gris) y el área proyectada de las llantas delanteras.

Figura 3.17. Proyección frontal del auto.

Igualando las ecuaciones 3.12 y 3.13 tenemos:

Potenciasalida [W ] CD ∗ r ∗ v 2 * A = 2 v[m/s]

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Resolviendo para la velocidad obtenemos la siguiente gráfica:

Figura 3.18. Velocidad máxima teórica del auto considerando fuerza de arrastre.

En la gráfica de la Figura 3.18 podemos observar que la velocidad máxima a la que puede viajar el automóvil a nivel del mar debido a la fuerza de arrastre es de aproximadamente 86 km/h a 3800 RPM del motor.

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3.7. Modalidades de control de la transmisión electrónica dual. 3.7.1. Modo manual A un costado del volante están ubicados tres botones, de los cuales dos (Figura 3.19) tienen la función de brindarle al piloto la posibilidad de realizar los cambios de relaciones pertinentes, a los requerimientos de las pruebas o bien al rendimiento de el automóvil, permitiendo así el control sobre el desempeño del vehículo a requerimiento del conductor.

Figura 3.19. Vista e indicación de los botones de cambio de relación en el volante.

3.7.2. Modo automático Mediante los cálculos obtenidos respecto a los rangos de operación del motor y de la velocidad ideal para llevar a cabo los cambios, fueron definidas las constantes de cambio de velocidad, así como las diferentes condiciones que pueden presentarse para tener una seguridad en que la caja opere en la relación requerida. De esta forma el microcontrolador encargado de esta toma de decisiones cargado con estos datos, y los arrojados por los sensores de RPM y velocidad, el sistema posee toda la información para llevar a cabo los cambios sin la interacción del piloto, dando oportunidad de mantener al motor en el rango establecido dentro del rango de autorregulación.

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La forma en que son seleccionadas las modalidades, es mediante un interruptor con dos posiciones, una para la modalidad de automático y otra para el modo manual, en la figura 3.20 se muestra dicho mando y son identificadas las maneras de control por sus iniciales (M y A).

Figura 3.20. Interruptor de modalidades (derecha de la imagen) e interruptor de encendido del sistema.

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3.8. Sensores Para la recopilación de datos inherentes a las RPM y a la velocidad del vehículo, empleamos sensores inductivos dado que al estar sometido el coche a tierra, agua o lodo el empleo de sensores fotoeléctricos impedía su aplicación así como su difícil sellado o protección al medio por los lineamientos a los que se está sometido en competencia, y los sensores capacitivos son costosos. Los dos sensores empleados son de la marca Allen-Bradley 872C-DH4NN2-E2A (Figura 3.21). Algunas de las ventajas que brindan estos sensores son las siguientes: • • • •

Un voltaje de operación desde 4 hasta 30 VDC con salida NPN a colector abierto. Alcance de sensado de 4 mm. Bajo consumo de corriente (200 mA máximo según la carga). Frecuencia de operación de hasta 2kHz.

Figura 3.21. Sensor inductivo Allen-Bradley.

A manera de obtener una precisión mayor al conteo tanto de RPM como de velocidad del auto sin aumentar el tiempo en que el microcontrolador esté contando los pulsos de dichos sensores, se llevó a cabo el maquinado de dos ruedas dentadas (Figura 3.22): -

Una de diez dientes, para obtener una precisión de 50 RPM sin aumentar el tiempo de conteo en el microcontrolador (0.120s), ubicada en el eje del motor para cuantificar las RPM,

-

otra de diecisiete dientes que es sensada durante 0.431s, colocada en el eje final, cuya lectura es multiplicada por el perímetro del neumático, obteniendo así la velocidad del vehículo.

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Figura 3.22. A) Rueda dentada para el sensor de velocidad; B) Rueda dentada para el sensor de RPM.

Las dimensiones de los dientes están definidas por las especificaciones de sensado del fabricante para el tipo de sensores inductivos utilizados. Considerando que los movimientos tanto del selector de relaciones en la caja de transmisión como en el embrague son sólo de dos posiciones, se determinó que lo más conveniente de acuerdo a los requerimientos, fue el acoplar interruptores mecánicos de fin de carrera, permitiendo así una forma sencilla y precisa de lograr el objetivo planteado. Dichos interruptores son de la marca LEMA Electronics Switch Co. de tipo industrial (Figura 3.23) y se encuentran ubicados en los mecanismos de actuación como se muestra a en las figuras 3.24 y 3.25.

Figura 3.23. Interruptor mecánico de fin de carrera.

Algunas características de estos dispositivos son las siguientes: • • •

Alta precisión y vida de trabajo mayor a 10 millones de ciclos, Alta resistencia al medio ambiente, Alta fuerza mecánica,

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Figura 3.24. Mecanismo para la actuación y sensado de posición de la leva de cambios.

Figura 3.25. Mecanismo para el chicote del embrague y sensado de posición.

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3.9. Visualización La interfaz con el piloto está constituida por una barra de LEDs, indicadores luminosos que indican la relación en la caja de cambios y dos dígitos en displays de 7 segmentos. La barra de LEDs conformada por doce indicadores y tres colores (verde, ámbar y rojo) aumenta o disminuye en base al rango de revoluciones por minuto del motor, encendiendo de afuera hacia el centro comenzando a 1000 RPM en verde, teniendo incrementos de 550 RPM para encender el siguiente par de LEDs y finalizar a 3800 RPM en rojo. Para indicar la relación en la que se encuentra la caja de cambios, se colocaron dos LEDs azules a un costado de los botones correspondientes a cada cambio, mostrados en la Figura 3.26.

Figura 3.26. Tarjeta de visualización indicando los LEDs de posición actual de la caja de cambios.

Los displays de siete segmentos poseen dos modalidades: el despliegue de las revoluciones del motor por minuto o bien la velocidad del automóvil en km/h, estas opciones son definidas por el piloto, pulsando un botón en la misma botonera del volante (Figura 3.27).

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Figura 3.27. Displays de 7 segmentos y botón de modalidad de despliegue de información.

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3.10. Control del sistema La elección de los Microcontroladores se llevó a cabo mediante una comparación de costos y características entre dos fabricantes y 8 modelos (Tabla 3.1); en algunos la limitación o excedente de entradas y salidas implica el que no cumplan con los requerimientos del sistema así como también los dispositivos de programación de éstos. Dispositivo ATmega48 ATmega88 ATtiny26 ATtiny2313 PIC16F716 PIC16F876 PIC16F767 PIC16C715

Flash EEPROM Max I/O (Kbytes (Kbytes) Pins 4 0.256 23 8 0.5 23 2 0.125 16 2 0.128 18 2 0.128 13 8 0.368 22 0 8.192 25 2 0 13

F.max (MHz) 20 20 16 20 20 20 20 20

16-bit Timers 1 1 0 1 1 1 1 1

8-bit 10-bit A/D # Int. Timer (canales) 2 8 26 2 8 26 2 11 11 1 0 8 2 8 7 2 5 13 2 11 16 2 4Ch - 8bit 7

Costo USD $3.52 $5.21 $2.70 $2.34 $1.64 $4.33 $7.58 $5.90

Tabla 3.1. Comparación de características y costos de MCU´s de la marca ATMEL y Microchip.

El control es efectuado por dos microcontroladores en paralelo un PIC16F876 y un PIC16F716 elegidos por contar con las siguientes características: PIC16F876 • Memoria CMOS Flash de 8 kB. • Frecuencia de operación de 20 MHz. • Uso industrial. • Temperatura de trabajo de -25º a 70º C. • Tres contadores. • 22 pines de entrada/salida.

. Figura 3.28. Pin out del PIC16F876.

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PIC16F716 • Memoria Flash de 8kB. • Frecuencia de operación de 20 MHz. • Temperatura de trabajo de -25º a 70º C. • 13 pines de entrada/salida.

Figura 3.29. Pin out del PIC16F716.

La decisión de utilizar este tipo de dispositivos de control, se debió a que poseen una velocidad de procesamiento adecuada a las necesidades del desarrollo de la “Transmisión electrónica dual”, bajo consumo de potencia, bajo costo y versatilidad de programación. La transmisión electrónica dual, se compone de dos tipos de control, a lazo abierto y cerrado, debido a que cuando ésta se encuentra operando en la modalidad de “manual”, el microcontrolador principal opera únicamente bajo la influencia de los botones de cambio, es decir, sin ser afectado por la lectura que estén recibiendo los sensores inductivos, mientras que en la modalidad de “automático”, la retroalimentación al sistema del sensor de velocidad y de RPM son las que definen si es requerido el cambio a alguna relación. En el microcontrolador secundario únicamente existe control retroalimentado, debido a que el movimiento de los actuadores (embrague y leva de cambios), están sujetos a la posición de los interruptores mecánicos de fin de carrera y que sólo hasta que sea alcanzada la posición deseada serán desactivados. En la Figura 3.30 se muestra el diagrama a bloques del sistema de control general de la “Transmisión electrónica dual”.

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Figura 3.30. Diagrama general de control de la "Transmisión electrónica dual".

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3.10.1. Microcontrolador principal Como entradas del microcontrolador principal (PIC16F876) tenemos a los detectores inductivos de presencia, los botones localizados en el volante del vehículo, el selector de modo de operación de la caja de velocidades (manual o automático) y las siguientes condiciones del microcontrolador secundario: 1. Operando sistema de cambios. 2. Relación de la caja de cambios en 1ª. 3. Relación de la caja de cambios en 2ª. Las salidas del microcontrolador principal son empleadas para los dispositivos de visualización (barra de LEDs y displays de siete segmentos) así como para indicar al microcontrolador secundario las siguientes operaciones: 1. Requerir cambio a primera relación. 2. Requerir cambio a segunda relación. En la Figura 3.31 se presenta el diagrama de flujo del algoritmo en el modo manual del microcontrolador principal, en la Figura 3.32 es presentado el diagrama de flujo de la lógica empleada para el modo automático de cambios del mismo microcontrolador.

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Figura 3.31. Diagrama de flujo de la lógica en el modo manual.

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Figura 3.32. Diagrama de flujo de la lógica en el modo automático.

3.10.2. Microcontrolador secundario El microcontrolador secundario (PIC16F716), es el encargado de el control de la etapa de potencia para dos motores de corriente directa, facultados para actuar el mecanismo de cambios y embrague, así como el sensado de posición de dichos movimientos mediante los interruptores de fin de carrera ya mencionados en el apartado 3.8 de sensores en este capítulo. En ambas modalidades (Manual y Automático), la forma en la que son llevados a cabo los cambios es mediante un mecanismo de cadena acoplado a una leva de tambor, la cual desplaza las horquillas que dan movimiento a los engranes que brindan la relación

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requerida, mientras que el otro motor acopla y desacopla el embrague mientras es llevado a cabo el cambio de velocidad. Estos procesos son controlados por el microcontrolador secundario ya mencionado (PIC16F716) y cuyo diagrama de flujo se encuentra en la Figura 3.34. El software utilizado para la programación los microcontroladores es el MicroCode Studio PICBasic Pro V2.45, el software permite al usuario programar mediante lenguaje de alto nivel, para una posterior compilación al código ensamblador de los microcontroladores escogidos, cuya pantalla es mostrada en la Figura 3.33.

Figura 3.33. Pantalla principal del software de programación MicroCode Studio PICBasic Pro V2.45.

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Figura 3.34. Diagrama de flujo a bloques de la lógica en el microcontrolador secundario.

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3.11. Etapa de potencia Considerando que el desarrollo de vehículos todo terreno del tipo Mini Baja® dentro del capítulo estudiantil SAE UPIITA Mini Baja®, tiene como meta la introducción de sistemas Mecatrónicos, será requerido en un futuro el uso de un alternador, lo que genera una disponibilidad de corriente vasta y debido a que en la actualidad en la industria automotriz el uso de elementos electrónicos del estado sólido no es utilizado para la actuación de sus sistemas se ha tomado la decisión de continuar bajo el mismo esquema. Por lo tanto, en la etapa de potencia para lograr los movimientos de los motores, se utilizan dos relevadores en una configuración que se asemeja a un puente H, utilizando relevadores NAIS JS-1A en la disposición que se muestra a continuación (Figura 3.35).

Figura 3.35. Etapa de potencia con relevadores

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3.12. Actuadores Para llevar a cabo el trabajo y debido a que se requiere de un par torsor alto para dar movimiento al mecanismo del embrague y al mecanismo de cadena y catarina de la leva de tambor de los cambios, se han escogido dos motores de imán permanente con reducción de engranes. El uso de esta clase de motores, brinda las siguientes ventajas sobre los motores de CD convencionales: • • •

Mayor tiempo de vida en conmutaciones. Trabajan al medio ambiente. Resisten impactos, vibraciones, etc..

Para el movimiento de la leva de tambor de cambio de relaciones (Figura 3.24) se utilizó un motoreductor Tomotive 404.326 127F 10280 (Figura 3.36) con las siguientes características:

• • • •

Alimentación de 24 VCD. Consumo de corriente de 0.6 A nominal. Par torsor de 2.9 Nm. 61.4 rpm.

Figura 3.36. Motoreductor Tomotive 404.326 127F 10280.

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El movimiento en el mecanismo del embrague (Figura 3.25) es actuado mediante el uso de un motor con reducción de engranes de la marca SWF modelo 404 774 (Figura 3.37) con las siguientes características: • • • • •

Alimentación de 24 VCD Consumo de corriente nominal de 1.37 amperes y 3.55 amperes pico. Par torsor de 10 Nm 70 Revoluciones por minuto Peso de 250g

Figura 3.37. Motor con reducción de engranes de la marca SWF modelo 473 198.

Dirigirse al apéndice F para observar especificaciones técnicas sobre este dispositivo.

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3.13. Fabricación y características de tarjetas de control y visualización. Para facilitar una detección rápida de alguna clase de falla, se llevó a cabo el diseño de las tarjetas por separado, es decir en una fue colocada toda la etapa de visualización y en otra, el control de todo el sistema, permitiendo así el intercambio de placas según llegara a ser requerido. Ambas placas fueron realizadas con elementos de montaje superficial, disminuyendo así el tamaño del circuito y evitando ruido de elementos por la alta frecuencia a la que se está trabajando (20 MHz). El diseño de las tarjetas fue realizado en el programa Altium DXP 2004. Ambas placas fueron llevadas a cabo a dos caras (Figura 3.38 y Figura 3.39) debido a la cantidad de rutas y complejidad del diseño, evitando así puentes con cables, que además de agregar una vista impropia para este trabajo, pueden trozarse.

Figura 3.38. Vista del PCB a dos caras de la tarjeta de visualización.

Figura 3.39. Vista del PCB a dos caras de la tarjeta de control.

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El diagrama electrónico del sistema para la Caja electrónica dual fue realizado en el programa OrCad Capture versión de prueba, en el cual se describe a detalle la disposición y conexiones de los elementos utilizados para el presente trabajo.

3.13.1. Tarjeta de visualización En la etapa de visualización (Figura 3.40) han sido colocados LEDs de cuatro colores verde, ámbar, rojo y azul; todos de alto brillo para su fácil identificación por estar sometidos a la luz del sol, así como displays de siete segmentos, los cuales mediante un decodificador de BCD a 7 segmentos y un latch transparente de tercer estado, permiten el despliegue de la información ya mencionada, sin requerir de algún otro medio programable o bien del uso de recursos del microcontrolador, para realizar una tarea que está definida en un circuito integrado.

Figura 3.40. Visualización del sistema operando.

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3.13.2. Tarjeta de control En la tarjeta de control, se encuentran localizados los microcontroladores (Figura 3.41), colocados en zócalos para un fácil desacoplamiento del circuito y una corrección de posibles fallas así como la mejora a los programas.

Figura 3.41. Indicación de los microcontroladores dentro de la tarjeta de control.

Todos los conectores, a los sensores, etapa de potencia y botones son ubicados en la parte superior de la tarjeta (Figura 3.42), para así ser interconectados a los sistemas mencionados. El cableado es conducido por la parte posterior del volante y distribuido a través del vehículo hacia los diferentes medios.

Figura 3.42. Indicación de conectores a los diferentes dispositivos.

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Todo el sistema de control de la caja de cambios excepto la etapa de potencia, es alimentado mediante una batería de 6V y 1300 mAh del tipo 2CR5 de Litio, brindando la suficiente potencia y durabilidad para que el sistema opere aproximadamente 10 horas, suficientes para el tiempo en que el vehículo se encuentra en competencia ya que el consumo total de corriente del circuito es de 210 mA. Para la etapa de potencia es empleada una batería de plomo en gel, de 12V y 10Ah x 4h con la que los motores de los mecanismos, tanto de embrague como de cambios puedan efectuar sus operaciones. En un corto plazo se planea la adaptación de un generador para la alimentación de éste y otros sistemas mecatrónicos considerados en el desarrollo de vehículos Mini Baja® dentro del capítulo estudiantil SAE UPIITA.

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3.14. Consideraciones iniciales para el diseño mecánico El diseño de la caja de dos cambios fue realizado bajo las siguientes consideraciones: -

Obtener el mejor desempeño en la transmisión. Obtener el mejor rendimiento del auto durante las pruebas y en la carrera de resistencia de Mini Baja®. Reducir el peso total del automóvil y dimensiones de acuerdo al espacio disponible en el vehículo.

La caja diseñada cuenta con dos relaciones de transmisión, una para obtener un mayor par torsor a la salida y la otra para alcanzar la mayor velocidad del auto. De acuerdo a los cálculos realizados con anterioridad en el presente trabajo y la transmisión propuesta para acoplarse a nuestro sistema se determinó la relación de 13.04:1 para las pruebas que requieren el máximo par torsor y 9.34:1 durante las pruebas que requieren la máxima velocidad. Debido a la complejidad en la fabricación de engranes y sincronizadores se eligió y adaptó una transmision de una cuatrimoto Yamaha® modelo YFS200D Blaster año 1992 de 6 velocidades, de la cual por las relaciones de velocidad proporcionadas y la configuración en el accionamiento se utilizaron las relaciones que proporcionan la primera y segunda velocidad. En la Figura 3.43 se muestra la configuración de los componentes de la caja de transmisión utilizada.

Figura 3.43. Configuración de la transmisión Yamaha® YSF200D Blaster.

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3.15. Características YAMAHA® YSF200D - Motor de dos tiempos, monocilíndrico, 195 c.c. - Tracción por cadena. - Peso 145 Kg. - Potencia máxima 20.7 HP a 7000 RPM.

Figura 3.44. Yamaha Blaster YSF200D

Debido a las características de potencia, peso, cilindrada y tracción utilizamos la transmisión de esta cuatrimoto. La transmisión del vehículo soporta 20 HP, mientras que nuestro vehículo cuenta con un motor de 10 HP, además de que este tipo de cuatrimotos están diseñadas para superar todo tipo de terreno y actuar en condiciones de alto par al igual que un Mini Baja®.

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3.16. Componentes utilizados A continuación, se listan los componentes utilizados en el trabajo Terminal que son parte de la transmisión de la cuatrimoto elegida: -

Eje denominado primario, conduce los engranes motrices que transmiten el movimiento a los engranes conducidos, el eje es hueco en toda su longitud, tiene un engrane con 11 dientes para primera velocidad que está unido al eje y otro de 14 dientes para la segunda velocidad, este engrane cuenta con un perfil de seis ranuras, que se acopla al eje para girar junto con él.

Figura 3.45. Eje primario.

-

Eje secundario, el cual tiene acoplados dos engranes de 34 y 31 dientes que giran libremente con respecto a él. El eje secundario transmite la rotación al engrane que gira libremente, por medio de un tipo de engranes llamados perros que cuentan con un perfil de cuatro cuñas en los costados que se acoplan el engrane que gira libremente, de esta manera el sistema transmite al engrane el movimiento de rotación del eje, igualando sus velocidades.

Figura 3.46. Eje secundario.

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Transmisión Electrónica Dual

-

Dos horquillas selectoras que están acopladas a cada uno de los perros. Su desplazamiento es paralelo a ambos ejes proporcionando el movimiento a los perros para realizar el cambio de primera a segunda velocidad y viceversa. En la Figura 3.47 se observan las dos horquillas utilizadas.

Figura 3.47. Horquillas.

-

Una leva de tambor acanalada la cual sirve de guía para desplazar las horquillas selectoras y mover los perros que acoplan las velocidades. De esta forma con 1/6 de vuelta de la leva de tambor se obtiene el desplazamiento lineal necesario para embragar a los engranes, así como también primero se desacopla una velocidad para que después pueda acoplarse la otra, esto es para ambos casos en los que se cambia de primera a segunda velocidad y cuando es de segunda a primera velocidad. En la Figura 3.48 se muestra la leva de tambor que se utilizó en el Trabajo Terminal.

Figura 3.48. Leva de tambor.

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Para realizar los cambios de las relaciones de transmisión durante el avance del auto y evitar choques bruscos en los elementos de transmisión del sistema mecánico, se utilizó un embrague húmedo multidisco de la misma cuatrimoto. A este embrague se encuentra acoplado un engrane helicoidal de 71 dientes que junto con un piñón de 22 dientes entrega 3.227:1 de relación de transmisión. El embrague cuenta con un plato en el cual se soportan los discos y pastas del embrague, la presión entre ambos elementos para realizar una transmisión de potencia por fricción se ejerce por medio de cuatro resortes que presionan al volante. El embrague no transmite potencia cuando el volante deja de ejercer presión sobre los discos y pastas, esto se logra cuando una varilla, que es introducida en el eje primario, empuja al volante en el extremo contrario a la ubicación del embrague, oponiéndose a la fuerza ejercida por los cuatro resortes.

Figura 3.49. Embrague.

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3.17. Diseño de placas laterales El primer paso para el acoplamiento de la transmisión fue proponer una distribución de los ejes primario y secundario, de la leva de tambor, las horquillas selectoras, la varilla donde se desplazan las horquillas selectoras y el sistema de frenado. La primera versión del diseño tuvo como propósito determinar la distancia entre centros de los engranes del eje primario y secundario. Realizando estos cálculos, se encontró que los engranes a pesar de tener un módulo 2 tienen los dientes alargados. Debido a lo anterior se procedió a aproximar una distancia empalmando los engranes y los ejes para determinar la distancia entre centros, midiendo la distancia entre el eje primario y el eje secundario de la transmisión, con estos datos se realizó un primer diseño para después maquinar en triplay la primera versión de las tapas de la transmisión y comprobar si los engranes giraban sin trabarse o si la distancia entre ellos era excesiva, lo que provocaría una transmisión ineficiente. En esta primera prueba se propusieron las siguientes distancias entre centros: -

46.7 milímetros entre el eje primario y secundario. 32.2 milímetros entre la leva de tambor y la varilla sobre la que se desplazan la horquillas. 48 milímetros del eje secundario y la varilla sobre la que se desplazan las horquillas. 79.6 milímetros entre el piñón y el engrane del embrague. 41.5 milímetros entre la leva de tambor y el eje primario. 158.3 milímetros del eje secundario y el eje final del sistema.

Al montar los elementos del sistema se observó que los engranes de la transmisión no giraban correctamente, ya que se atoraban. Otro factor de falla se notó al montar los ejes y engranes debido a que la varilla que acciona el embrague chocaba con la rueda dentada conductora de la etapa final y no iba a ser posible accionarla para realizar las transiciones del embrague.

Figura 3.50. Primera versión del diseño.

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Transmisión Electrónica Dual

En la segunda propuesta se realizaron las siguientes modificaciones: 1. Se colocó una costilla a lo largo de la base en donde se acopla la placa de aluminio rolado, la cual tiene las funciones de ayudar al sellado la parte de la transmisión que irá sumergida en aceite y darle más rigidez a la placa. 2. Se agregó un soporte para unir las 2 placas con postes de cold rolled atornillados. 3. Se colocaron los barrenos en los que está atornillada la mordaza de los frenos traseros. En este segundo diseño se observó que los engranes no giraban de manera correcta y se trababan, lo que podría ocasionar flexión a los ejes al forzar el movimiento de los engranes y un desgaste disparejo en los dientes de éstos. Para solucionar el problema se aumentó la distancia entre centros de los engranes 3 décimas de milímetro. Se determinó que el material utilizado en el maquinado de las pruebas no era el adecuado, debido a que es conformado por varias capas de madera comprimida y con la geometría de las placas tendía a fracturarse.

Figura 3.51. Segunda versión del diseño.

En la tercera propuesta se comprobó que la distancia entre centros de 47 milímetros de los engranes fue suficiente y los engranes giraban de forma correcta. Esta tercera propuesta se maquinó en madera denominada MDF obteniendo mejores resultados en la rigidez y acabado de la pieza. Se observó que la distancia entre centros propuesta entre la varilla que soporta a las horquillas de transición de relación de transmisión y el eje secundario no era suficiente, estas horquillas atoraban los perros con el eje secundario al momento de realizar los cambios, para el diseño siguiente se aumentaron 5 décimas de milímetro la distancia de la varilla y el eje secundario.

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Transmisión Electrónica Dual

Al aumentar esta distancia se modificó también la distancia entre la leva de tambor y la varilla que soporta las horquillas selectoras debido a que éstas no se desplazaban adecuadamente sobre la leva, provocando un roce excesivo. La distancia entre centros aumentó 1.8 milímetros en el diseño siguiente. También se modificó la distancia entre centros del eje primario y leva de tambor para quedar en 42 milímetros.

Figura 3.52. Tercera versión del diseño.

En la cuarta propuesta se verificó que la distancia entre centros de la varilla que soporta a las horquillas con el eje secundario y la leva de tambor fuera suficiente, logrando un resultado satisfactorio, además las horquillas se desplazaron sobre la leva con una mayor facilidad. En esta etapa, el equipo Mini Baja® de la UPIITA terminó la construcción del nuevo chasis por lo que fue posible montar la propuesta de transmisión para verificar que fueran correctas las dimensiones. El problema de esta propuesta fue que el ángulo entre el eje secundario y el eje final no fue suficiente y las juntas homocinéticas rozaban la banda de la CVT. La solución consistió en aumentar el ángulo del eje secundario con el eje final para que así, el último quede por debajo del primero.

Figura 3.53. Cuarta versión del diseño.

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Transmisión Electrónica Dual

En la quinta propuesta maquinada en madera se comprobó al ser montada que el problema de rozamiento entre la banda de la CVT y las juntas universales se solucionó. Se verificaron las distancias entre centros de los engranes del eje primario y secundario, del piñón y el engrane del embrague, de la varilla que soporta a las horquillas y el eje secundario y de las horquillas junto con la leva de tambor, teniendo resultados satisfactorios. Se aumentó la distancia entre centros del eje del piñón y el embrague dos décimas de milímetro para asegurar un buen funcionamiento de los mismos. Las distancias entre centros finales de la transmisión son las siguientes: -

47 milímetros entre el eje primario y secundario.

-

34 milímetros entre la leva de tambor y la varilla sobre la que se desplazan la horquillas.

-

48.5 milímetros del eje secundario y la varilla sobre la que se desplazan las horquillas.

-

79.8 milímetros entre el piñón y el engrane del embrague.

-

42 milímetros entre la leva de tambor y el eje primario.

-

166.38 milímetros del eje secundario y el eje final del sistema.

Esta propuesta fue la última maquinada en madera y se procedió al análisis de las placas de aluminio, ejes y rodamientos.

Figura 3.54. Quinta versión del diseño.

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Transmisión Electrónica Dual

En la Figura 3.55 se muestra la transmisión semi-ensamblada con las pruebas de madera.

Figura 3.55. Transmisión semi-ensamblada con pruebas en madera.

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Transmisión Electrónica Dual

3.18. Cálculos de reacciones en los apoyos y cargas en los rodamientos. Para el diseño se considera la condición de mayor par torsor a la que puede trabajar el auto, esto es con una relación en la CVT de 3.38:1, 2000 RPM a la salida del motor y una potencia máxima de 5 HP. 3.18.1. Cálculos del eje de la polea y engrane del piñón. Se calcula el momento de torsión que actúa sobre todo el eje con la ecuación 3.14 [13]. Mt =

63025 × P ……………………….Ecuación 3.14. n

Donde: Mt = Momento de torsión (lb-pulg.). P = Potencia (HP). n = Revoluciones por minuto del eje (RPM) Mt =

63025 × 5 HP = 532.56 lb − pu lg . 591.72 RPM

Después, determinamos las tensiones de la banda para obtener la fuerza resultante en ésta. Para esto se determina una relación de tensiones igual a 5 que es la recomendada para el tipo de banda en V que se utiliza. T1 =5 T2 M t = (5T2 − T2 )( rp ) …………………….Ecuación 3.15.

Donde: T1 = Mayor tensión de la banda (lb). T2 = Menor tensión de la banda (lb). rp = Radio de la polea conducida (pulg.). 532.56 = (5T2 − T2 )(4.23 pu lg .) T2 = 31.475 lb T1 = 157.375 lb

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Transmisión Electrónica Dual

La fuerza resultante en la polea (Fp) es:

Fp = T1 + T2 Fp = 157.375 + 31.475 = 188.85 lb Se calcula la fuerza tangencial que actúan sobre el piñón de 22 dientes.

Ft =

M t 532.56 lb = = 723.59 lb ……. Ecuación 3.16. rp 0.736 in

Donde: Ft = Fuerza tangencial que actúa sobre el engrane (lb). Mt = Par torsor (lb-pulg.). rp = radio del piñón (pulg.). Como la fuerza obtenida es la resultante se determinan su componentes en el eje x y en el eje y. Ftx = 723.59 lb × cos 53o = 435.467 lb Fty = 723.59 lb × sen53o = 577.884 lb

Se determina la fuerza normal que actúa sobre el piñón de 22 dientes. FN =

M t × tan φ …………………...…. Ecuación 3.17. cosψ

Donde: FN = Fuerza normal o radial que actúa sobre el piñón (lb). Φ = Angulo de presión del engrane. Ψ = Angulo de la hélice del engrane. FN =

723.59 lb × tan 20 o = 272.655 lb cos15 o

Se descompone en sus componentes en el eje x y en el eje y. FNx = 272.655 × sen53o = 217.752 lb FNy = 272.655 × cos 53o = 164.05 lb

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Transmisión Electrónica Dual

Para seleccionar los rodamientos se determinaron las fuerzas de reacción sobre los apoyos del eje, así como el momento de flexión en cada apoyo. Plano horizontal

Figura 3.56. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x.

Figura 3.57. Reacciones en los apoyos del eje (lb)

Figura 3.58. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

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Transmisión Electrónica Dual

Plano vertical

Figura 3.59. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y.

Figura 3.60. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

Figura 3.61. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

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Transmisión Electrónica Dual

3.18.2. Cálculos del eje primario de la transmisión Para el eje primario de la transmisión, que soporta el engrane del embrague y el piñón de 11 dientes de primera velocidad, se calcularon las fuerzas que actúan sobre los apoyos de dicho eje para determinar los rodamientos. Resolviendo la ecuación 3.14 tenemos: Mt =

63025 × P n

Mt =

63025 × 5 HP = 1718.72 lb 183.348 RPM

Se calculan las fuerzas para el engrane del embrague utilizando la ecuación 3.16. Ft =

M t 1718.72 lb = = 723.367 lb rp 2.376 in

Como la fuerza obtenida es la resultante se determinan sus componentes en el eje x y en el eje y. Ftx = 723.367 lb × cos 53 o = 435.33 lb Fty = 723.367 lb × sen53o = 577.71 lb

.

Se calcula la fuerza normal que actúa sobre el engrane utilizando la ecuación 3.17. FN =

723.367 lb × tan 20 o = 272.572 lb cos15 o

Se descompone en sus componentes en el eje x y en el eje y. FNx = 272.572 × sen53 o = 217.685 lb FNy = 272.572 × cos 53o = 164.037 lb

Para el piñón de la primera velocidad que es la de mayor par torsor, se calculan la fuerza tangencial que se aplican sobre él utilizando la ecuación 3.16. Ft =

M t 1718.72 lb − pu lg . = = 3969.33 lb rp 0.433 in

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Transmisión Electrónica Dual

Como la fuerza obtenida es la resultante se determinan su componentes en el eje x y en el eje y. Ftx = 3969.33 lb × sen73.79 o = 3811.53 lb Fty = 3969.33 lb × cos 73.79 o = 1108.073 lb

.

Se calcula la fuerza normal que actúa sobre el engrane FN = 3969.33 lb × tan 20 o = 1444.72 lb

Se descompone en sus componentes en el eje x y en el eje y. FNx = 1444.72 × cos 73.79 o = 403.31 lb FNy = 1444.72 × sen73.79 o = 1387.28 lb

Se determinan las fuerzas de reacción sobre los apoyos en el eje x y en el eje y, Plano horizontal

Figura 3.62. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x.

Figura 3.63. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

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Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.64. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

Plano vertical

Figura 3.65. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y.

Figura 3.66. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

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Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.67. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

3.18.3. Cálculos del eje secundario de la transmisión Para el eje secundario de la transmisión que soporta el engrane de segunda velocidad y la catarina de 13 dientes, se calculan la fuerzas que actúan sobre el engrane utilizando la ecuación 3.15. Mt =

63025 × P RPM

Mt =

63025 × 5 HP = 5312.41 lb 59.32 RPM

M t 5312.41 lb = = 3970.41 lb rp 1.338 in Como la fuerza obtenida es la resultante se determinan su componentes en el eje x y en el eje y. Ft =

Ftx = 3970.41 lb × sen73.79 o = 3812.566 lb Fty = 3970.41 lb × cos 73.79 o = 1108.37 lb

.

Se calcula la fuerza normal que actúa sobre el engrane FN = 3970.41 lb × tan 20 o = 1445.11 lb

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Transmisión Electrónica Dual

Se descompone en sus componentes en el eje x y en el eje y. FNx = 1445.11 × sen73.79 o = 403.42 lb FNy = 1445.11 × cos 73.79 o = 1387.66 lb

Se calcula la tensión de la cadena en la catarina de 13 dientes, la cual será la fuerza total de flexión que soporta la catarina en el eje utilizando la ecuación 3.18.

T1 =

Mt ……………………………….. Ecuación 3.18. rc

Donde: T1 = Tensión de la cadena en el lado tenso (lb). Mt = par torsor ejercido en el eje.(lb-pulg). r = radio de holgura de la catarina (pulg). T1 =

5312.41 lb - pulg. = 4067.69 lb 1.306 pulg.

Debido a la diferencia de tamaños en las catarinas y la inclinación de la cadena se calcula la tensión en sus componentes en el eje x y en el eje y. T1x = T1 × cos 21.13 = 4067.69 lb T1y = T1 × sen21.13 = 1466.34 lb Se determinan las fuerzas de reacción en los apoyos del eje. Plano horizontal

Figura 3.68. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x.

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Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.69. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

Figura 3.70. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

Plano vertical

Figura 3.71. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y.

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Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.72. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

Figura 3.73. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

3.18.4. Cálculos del eje final de la transmisión Para el eje final se realiza el cálculo de la fuerza en la cadena para el lado tenso utilizando la ecuación 3.16. Mt =

63025 × P RPM

Mt =

63025 × 5 HP = 6947.99 lb 45.36 RPM

T1 =

Mt rc

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Transmisión Electrónica Dual

T1 =

6947.99 lb - pulg. = 4085.27 lb 1.7005 in

Debido a la diferencia de tamaños en las catarinas y la inclinación de la cadena se calcula la tensión en sus componentes en el eje x y en el eje y. T1x = T1 × cos 21.13 = 3810.6 lb T1y = T1 × sen21.13 = 1472.68 lb Se obtienen las fuerzas de reacción en los apoyos del eje para determinar los rodamientos que se utilizaron. Plano horizontal

Figura 3.74. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje x.

Figura 3.75. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

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Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.76. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

Plano vertical

Figura 3.77. Dirección de las fuerzas que actúan sobre el eje y.

Figura 3.78. Reacciones en los apoyos del eje (lb).

69

Transmisión Electrónica Dual

Figura 3.79. Momentos flexionantes en el eje (lb-pulg.).

Con los cálculos de las reacciones en los apoyos de los ejes se eligieron los siguientes rodamientos para cada uno de los ejes: Para el eje de la polea y el piñón del embrague se utilizan 2 rodamientos rígidos de bolas de 20 x 42 x 12, FAG 4004.2ZR.C3. Estos soportan 4.4 KN de carga estática y trabajas hasta 22000 RPM. Para el eje primario de la transmisión se utilizan dos rodamientos rígidos de bolas uno de 20 x 42 x 12, FAG 4004.2ZR.C3 y otro de 15 x 32 x 9, 6002.2ZR.C3, este soporta 2.5 KN de carga estática y 24000 RPM. Para el eje secundario de la transmisión se utilizan dos rodamientos rígidos de bolas uno de 20 x 42 x 12, FAG 4004.2ZR.C3 y otro de 15 x 35 x 11, 6202.2ZR.C3 el cual soporta 3.5 KN de carga estática y 20000 RPM. En el eje final se utilizaron dos rodamientos de 25.4 x 50.8 x 12.7.

70

Transmisión Electrónica Dual

3.19. Diseño del eje de la polea y eje final Se diseñó y fabricó el eje de salida de la caja de cambios, el cual transmite el movimiento a las llantas del auto, el material que se utilizó fue un acero al carbón cuya designación es AISI-1045 con un esfuerzo de cadencia (Sy) de 71000 psi y un esfuerzo ultimo (Su) de 80000. Debido a que el auto cuenta con juntas homocinéticas las cuales cuentas con un diámetro interno de 1 pulgada los extremos en el eje se fabricaron de dicha medida. Para calcular el diámetro del eje en la parte que soporta la rueda dentada de 17 dientes, se utiliza la ecuación 3.15. Mt =

63025 × 5 HP = 6947.99 lb − pu lg . 45.36 RPM

Factor de concentración de esfuerzos por chaflán con bordes cortantes. Kt = 2.5 Resistencia por durabilidad, este valor es obtenido de la figura 5.9 pag.145. Sn = 30000 psi Factor de tamaño. CS = 0.94 Factor de confiabilidad, se elige una confiabilidad del 90% por lo tanto: CR = 0.90 Se determina la resistencia por durabilidad modificada: S’n= Sn CS CR = (30000)(0.94)(0.90) = 25380 psi. Factor de diseño recomendado para aplicaciones industriales N=3. Como la rueda dentada está ubicada en el extremo del eje, debido a que es un extremo libre en el eje, teniendo un par torsor constante se determina la tensión por esfuerzo de corte utilizando la ecuación 3.19.

τd =

0.577 × S y N

……………………… Ecuación 3.19.

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Transmisión Electrónica Dual

τd =

0.577 × 71000 = 13655.66 psi 3

Se determina el coeficiente de sección polar utilizando la ecuación 3.20.

Zp =

Zp =

Mt

τd

………………………..…… Ecuación 3.20.

6947.99 = 0.509 pulg .3 . 13655.66

Se determina el diámetro del eje en donde se soporta la rueda dentada usando la ecuación 3.21: D=3

16(Z p )

π ………………………. Ecuación 3.21.

D = 3 16(0.509)

π = 1.374 pu lg .

Se decidió manufacturar todo el eje final a 1 pulgada lo cual se ha venido utilizando, sin ningún problema en las transmisiones anteriores del auto. En los extremos del eje se acoplan las juntas homocinéticas las cuales transmiten la potencia a las llantas, también tiene acoplado la masa que soporta el disco del sistema de frenado, que por reglamento y seguridad debe ir en el último eje de transmisión. La masa cuenta con 1 barreno de 1 pulgada.

Figura 3.80. Eje final de transmisión

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Transmisión Electrónica Dual

Para conducir el movimiento de la salida de la transmisión variable continua (CVT) al piñón del embrague, se diseñó y fabricó un eje, para el cual fue utilizada una aleación de acero cuya designación es AISI 4140 recocido, con un esfuerzo de cadencia (Su) de 60000 psi y un esfuerzo último (Su) de 95000 psi. Para determinar los diámetros adecuados para el eje se determinan los siguientes datos: Mt =

63025 × 5 HP = 532.56 lb − pu lg . 591.72

Factor de concentración de esfuerzos por un cuñero. Kt = 2.0 Factor de concentración de esfuerzos por chaflán con bordes cortantes. Kt = 2.5 Resistencia por durabilidad, este valor es obtenido de la figura 5.9 pag.145. Sn = 36000 psi Factor de tamaño. CS = 0.94 Factor de confiabilidad, se elige una confiabilidad del 90% por lo tanto: CR = 0.90 Se determina la resistencia por durabilidad modificada: S’n= Sn CS CR = (36000)(0.94)(0.90) = 30456 psi Factor de diseño para aplicaciones industriales N=3. Tomando en cuenta que la polea está ubicada en el extremo del eje, debido a que es un extremo libre en el eje, las concentraciones de tensión pueden omitirse ya que el par es constante, por lo que se determina la tensión por esfuerzo de corte utilizando la ecuación 3.19.

τd =

0.577 × S y

N 0.577 × 60000 τd = = 11540 psi 3

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Transmisión Electrónica Dual

Se determina el coeficiente de sección polar usando la ecuación 3.20: M Zp =

τd

532.56 = 0.0462 pulg 3 11540 Se determina el diámetro del eje en donde se soporta la polea con la ecuación 3.21: Zp =

D=3

16(Z p )

π

D = 3 16(0.0462)

π = 0.617 pu lg .

Debido a que la polea cuenta con un barreno de 0.75 pulg., el eje en esa parte se maquinó a esta medida. Para el diámetro del eje en el apoyo donde se utilizó un rodamiento rígido de bolas, se considera el momento de flexión resultante en dicho punto.

M = M x2 + M y2 ………………….. Ecuación 3.22 Donde: M = Momento de flexión resultante (lb-pulg.). Mx = Momento de flexión en el eje x (lb-pulg.). My = Momento de flexión en el eje y (lb-pulg.). M = 925.37 lb − pu lg . M =0 M = 925.37 lb − pu lg .

Se calcula el diámetro del eje con la ecuación 3.23. 1

2 ⎤ 3 ⎡ 2 ⎛ ⎞ K M M 32 N 3 ⎞ ⎛ ⎛ ⎞ D = ⎢⎜ ⎟ ⎜ t ⎟ + ⎜⎜ t ⎟⎟ ⎥ ..Ecuación 3.23 ⎢⎝ π ⎠ ⎝ S ' n ⎠ 4 ⎝ Sy ⎠ ⎥ ⎥⎦ ⎣⎢

⎡ 32 × 3 ⎛ 2.5 × 925.37 ⎞ 2 3 ⎛ 532.56 ⎞ 2 ⎤ D=⎢ ⎟ ⎥ ⎜ ⎟ + ⎜ 4 ⎝ 60000 ⎠ ⎥ ⎝ 30456 ⎠ ⎢⎣ π ⎦

1 3

= 1.326 pulg.

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Transmisión Electrónica Dual

En base a la experiencia que se ha obtenido con los ejes de las transmisiones anteriores, se consideró un diámetro de 20 milímetros el cual se ha utilizado para el eje en la parte sobre la que se apoya el rodamiento. Para eliminar la concentración de esfuerzos provocada por anillos de sujeción, el eje se hizo escalonado del lado contrario a la polea para asentar el rodamiento. Se utilizó un buje separador entre la polea y el rodamiento para evitar un posible desplazamiento y desalineación del rodamiento. Para el diámetro del segundo apoyo, se aplicó el mismo criterio por lo que el diámetro del rodamiento también es de 20 mm. En el extremo del eje donde se apoya el piñón del embrague se diseñó a 20 mm debido a que el barreno en el engrane es de la misma medida, por lo que también se utilizó un buje que separa el rodamiento del piñón.

Figura 3.81. Eje de polea y piñón del embrague.

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3.20. Piezas complementarias Se diseñó y fabricó un soporte para mantener fija la leva de tambor a la carcasa de la transmisión, la cual, se sujeta de la placa izquierda de la caja.

Figura 3.82. Soporte de leva de tambor.

Como el sistema debe permanecer lubricado para un mejor desempeño de la transmisión, se diseñó y construyó una guarda para el sistema. La cual consiste en una placa de aluminio de 1/8 pulg. de espesor que se mandó rolar de tal forma que cubriera los mecanismos de la primera y segunda relación de velocidad.

Figura 3.83. Guarda de lubricación del sistema.

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Para que el embrague dejara de transmitir potencia, se fabricó una leva que ejerce presión sobre la varilla que se encuentra dentro del eje primario, la varilla desacopla el volante del embrague, por lo que las pastas y discos dejan de transmitir el movimiento hacia el eje primario.

Figura 3.84. Leva de accionamiento de embrague.

La leva del embrague va fija a la carcasa mediante un soporte el cual se muestra en la siguiente figura.

Figura 3.85. Soporte de la leva de tambor.

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Transmisión Electrónica Dual

El sistema de frenado del eje trasero del carro cuenta con un disco de frenos y mordazas, los cuales en su conjunto van montados en el eje final del la transmisión y sobre la carcasa de la caja, respectivamente.

Figura 3.86. Disco de frenos.

Figura 3.87. Mordazas del freno.

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3.21. Diseño de la reducción fija Para el diseño de la relación fija se aprovechó la relación de 3.227:1. con la que cuenta el embrague. Como la relación fija requerida es de 4.22:1, se utilizó una reducción de 1.3:1 con cadenas y catarinas, esta relación se encuentra al final de las relaciones de velocidad de la caja de cambios. La selección de las catarinas para la relación fija, se hizo tomando en cuenta una potencia a nivel del mar de 9.25 HP multiplicada por una eficiencia a la salida de la transmisión variable continua de del 85%, por lo que tenemos una potencia de 7.86 HP y se propone una potencia de diseño de 8 HP para tener un factor mínimo de seguridad, menor al recomendado debido a que las exigencias de trabajo y desgaste del sistema de reducción del auto son menores en comparación con las de una máquina que opera 24 horas al día, los 365 días del año. Se aprovechó la salida del eje secundario de la caja de cambios, utilizándose una catarina de 13 dientes paso 520 de una motocicleta Yamaha modelo YFS200D Blaster. Para obtener la relacion de velocidad deseada se fabricó una catarina de 17 dientes paso 520 la cual está soldada al eje final de la caja de cambios. Debido a que la torsión en el último eje de transmisión es alta, la catarina esta sometida a desgaste provocado por la tensión generada por la cadena, por lo que pueden dañar los dientes de la catarina. Para evitar el desgaste de los dientes se le dió dos tratamientos térmicos que son temple para endurecer la catarina y revenido en cuyo caso reduce las tensiones internas del material, aumentando en cierto grado la ductilidad y tenacidad en la catarina.

Figura 3.88. Rueda dentada de 13 dientes.

Se utilizó una cadena DID 520 estándar que soporta una fuerza de tensión de 7200 libras, dicha tensión es más alta que la calculada anteriormente que es de 4085.27 libras. 79

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3.22. Análisis de esfuerzos en las placas Ya obtenidas las reacciones en los apoyos de los ejes de transmisión y las medidas de los rodamientos elegidos se procedió a realizar el análisis de esfuerzos con el software de elemento finito. El análisis se realizó tomando las siguientes consideraciones: . -

-

Se analizó la placa izquierda de la transmisión que debido a la reducción final de cadena y ruedas dentadas es la que mayores esfuerzos soporta. Un aluminio 6061-T6, el cual según especificaciones del manual del proveedor (Metales Díaz S.A. de C.V.) tiene un esfuerzo de cedencia de 40 ksi y un esfuerzo último de 45 ksi. Las reacciones en los apoyos de los ejes son los siguientes: a) Eje de entrada de la CVT. Tomando en cuenta las reacciones en los apoyos del plano horizontal y vertical se obtiene una fuerza resultante de 238 lb. El rodamiento tiene un diámetro de 42 mm (1.635 pulg.) y una altura de 12 mm (0.472 pulg.). b) Eje primario. Se tiene una fuerza resultante de 187 lb. El rodamiento tiene un diámetro de 32 mm (1.259 pulg.) y una altura de 9 mm (.354 pulg.). c) Eje secundario. Se tiene una fuerza resultante de 5596 lb. El rodamiento tiene un diámetro de 42 mm (1.635 pulg.) y una altura de 12 mm (0.472 pulg.). d) Eje final. Se tiene una fuerza resultante de 5129.5 lb. El rodamiento tiene un diámetro de 50.8 mm (2 pulg.) y una altura de 12.7 mm (0.5 pulg.). Los esfuerzos en las cajas de cada rodamiento se obtienen dividiendo la fuerza resultante entre el producto del diámetro del rodamiento por su altura. Realizando las operaciones antes mencionadas se obtienen los siguientes esfuerzos: -

Eje de entrada de la CVT.- 308.4 lb/pulg2 ( 2.126 MPa ). Eje primario.- 419.5 lb/pulg2 (2.892 MPa). Eje secundario.- 7251.3 lb/pulg2 (50 MPa). Eje final.- 5129.5 lb/pulg2 (35.367 MPa).

- Debido a que las unidades de los dibujos realizados están en sistema internacional, se utilizaron factores de conversión para trasladar estos esfuerzos a este sistema de unidades.

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Transmisión Electrónica Dual

Después de realizar el análisis se obtuvo que el mayor esfuerzo se encuentra entre 192 MPa (27.8 ksi) y 216 MPa (31.3 ksi) con lo que tenemos un factor de seguridad mínimo de 1.47.

Figura 3.89. Análisis de Esfuerzos en la placa izquierda de la transmisión

Figura 3.90. Factores de seguridad en la placa izquierda de la transmisión.

A pesar de contar con un factor de seguridad bajo, se fabricaron las piezas debido a que el factor de seguridad de las piezas de un Mini Baja® no puede ser calculado igual que el de maquinaria industrial, ya que el tiempo de operación de éste es de aproximadamente 50 horas al año.

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3.23. Diseño asistido por computadora en CAD En la figura 3.91 se puede observar el ensamble la transmisión con el chasis.

Figura 3.91. Acoplamiento de la transmisión al chasis.

En esta figura se observa la ubicación de los ejes primario y secundario, la leva de tambor y las horquillas selectoras que son los elementos que se encuentran dentro de la guarda para el aceite.

Figura 3.92. Ubicación de los elementos de transmisión de potencia.

En esta figura observamos el acoplamiento de la transmisión con la CVT y las juntas homocinéticas, las cuales van a los cardanes de las llantas traseras.

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Figura 3.93. Parte trasera del chasis.

En esta figura observamos el embrague y el piñón del embrague con la cubierta para mantenerlo inmerso en aceite.

Figura 3.94. Embrague de la transmisión.

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3.24. Armado de la transmisión electrónica dual En las siguientes figuras se muestra el armado y sellado de la transmisión antes de realizar las primeras pruebas del auto.

Figura 3.95. Colocación de los ejes primario, secundario y leva de tambor en la placa izquierda.

Figura 3.96. Ubicación de las horquillas selectoras.

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Figura 3.97. Colocación de la placa de aluminio rolado en la placa derecha.

Figura 3.98. Alineación de ejes para ensamblado.

Figura 3.99. Colocación de postes de acero y tornillos.

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Figura 3.100. Ajuste del ensamble.

Figura 3.101. Montaje y lubricación de pastas y discos del embrague.

Figura 3.102. Ensamble completo del embrague.

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Figura 3.103. Colocación y lubricación de cadena.

Figura 3.104. Colocación y sellado de carcasa del embrague.

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Figura 3.105. Vista lateral derecha del ensamble completo.

Figura 3.106. Vista frontal del ensamble completo.

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Figura 3.107. Vista lateral izquierda del ensamble completo.

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3.25. Pruebas y rediseño Al realizar pruebas que demandaron un alto par torsor en el vehículo, se presentó una falla en la placa izquierda de la transmisión en la caja del rodamiento del eje secundario. La Figura 3.108 se muestra el aplastamiento que sufrió el aluminio en la caja de rodamiento del eje antes mencionado.

Figura 3.108. Falla en la caja del rodamiento de eje secundario.

A pesar de que el rodamiento del eje secundario de lA placa no sufrió ningún daño, la desalineación del eje provocó un choque del engrane de 11 dientes del eje primario con el soporte de la leva de tambor. Las dos piezas que sufrieron el impacto se fracturaron y no pudieron ser reparadas para reutilizarse. En las figuras 3.109 y 3.110 se muestran los desperfectos ocasionados al soporte de la leva de tambor y al engrane del eje primario.

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Figura 3.109. Daño ocasionado en soporte de la leva de tambor.

Figura 3.110. Ruptura de engrane 11 dientes de eje primario.

A partir de esta falla se realizó una investigación de la confiabilidad de los materiales ofrecidos por el proveedor con respecto a su catálogo. Se comprobó que el aluminio adquirido en placa de ¾ pulg. no era 6061-T6 sino 1100-H14 el cual posee un esfuerzo de cedencia de 17 ksi. Con este valor de esfuerzo de cedencia tenemos un factor de seguridad mínimo de 0.6. En las figuras 3.111 y 3.112 se muestra el análisis de esfuerzos y la deformación que sufrió la placa utilizando como material aluminio 1100-H14.

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Figura 3.111. Análisis de esfuerzos en software de elemento finito. Esfuerzos en pascales.

Figura 3.112. Análisis de deformación en software de elemento finito. Deformaciones en metros.

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Para solucionar el problema, se propusieron las siguientes opciones: 1. Importar aluminio 6061-T6 a través del proveedor y cambiar el diseño de la placa para después maquinarla sin costillas de reducción de peso y cambiando la profundidad de la ranura donde se introduce la placa de aluminio rolado de 9.525 mm a 3 mm. En la Figura 3.113 se puede apreciar que el esfuerzo máximo se redujo de 216.4 MPa a 132.6 MPa.

Figura 3.113. Análisis de esfuerzos en software de elemento finito. Esfuerzos en pascales.

Con este cambio drástico en el esfuerzo máximo, tenemos un factor de seguridad mínimo de 2.07385. En la Figura 3.114 se puede observar en colores la distribución de los factores de seguridad.

Figura 3.114. Distribución de factores de seguridad.

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2. La otra opción consiste en aumentar el diámetro interior de la caja del rodamiento del eje secundario y utilizar un inserto de acero para ajustarlo. En la Figura 3.115 se puede apreciar la distribución de esfuerzos en la placa considerando un inserto de acero de 50.8 mm de diámetro exterior. En la figura se puede observar que el esfuerzo mayor al que está sometida la placa va desde 78.8 MPa (11.4 ksi) hasta 90 MPa (13 ksi) con lo que tenemos un factor de seguridad mínimo de 1.3.

Figura 3.115. Análisis de esfuerzos en software de elemento finito. Esfuerzos en pascales.

Debido a la imposibilidad de importar por el momento el aluminio 6061-T6 por parte del proveedor y a pesar de que la primera opción es la más adecuada por los factores de seguridad que maneja, se eligió la segunda opción y así continuar con las pruebas de la transmisión electrónica dual.

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CAPÍTULO IV Validación del sistema Se presentan las pruebas básicas que se aplican al sistema para comprobar su desempeño funcional y calibración. Las pruebas certifican que el sistema cumple con los objetivos propuestos. A continuación se muestra la metodología: 1. 2. 3. 4. 5.

Nombrar la prueba a realizar. Definir el objetivo de la prueba. Plantear las respuestas que se esperan obtener del sistema. El método a seguir. Interpretar los resultados de la prueba.

4.1. Pruebas de calibración Prueba 1: 1. Calibración de actuador e interruptores mecánicos de fin de carrera del cable de acero del embrague. 2. Determinar la posición idónea de los interruptores de fin de carrera, así como la distancia del cable de acero del embrague para su acoplamiento y desacoplamiento. 3. En la tarjeta de control se obtendrá la activación de la entrada correspondiente a cada uno de los interruptores del mecanismo del actuador del embrague. 4. Ajustar la distancia del cable de acero en el actuador, para alcanzar el recorrido para desembragar y que sean presionados los interruptores de fin de carrera. 5. Al tomar la medición a las entradas de la tarjeta de control con el uso de un voltímetro se obtuvo un nivel alto en las entradas correspondientes. Prueba 2: 1. Calibración de actuador e interruptores mecánicos de fin de carrera del mecanismo de cambios. 2. Determinar la posición idónea del mecanismo opresor de los interruptores de fin de carrera, de la leva de cambios para las dos posiciones requeridas. 3. En la tarjeta de control se obtendrá la activación de la entrada correspondiente a cada uno de los interruptores del mecanismo de cambios. 4. Ajustar la posición de la catarina de la leva de tambor de cambios, a manera de que el dispositivo que presiona a los interruptores concuerde con las posiciones establecidas de los cambios a lo largo de la carrera de la leva de tambor. 95

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5. Al tomar la medición a las entradas de la tarjeta de control con el uso de un voltímetro se obtuvo un nivel alto en las entradas correspondientes. Prueba 3: 1. Calibración y determinación de distancia y operación de los sensores inductivos 2. Obtener la lectura esperada de los sensores inductivos. 3. Se enciende el sistema y se comienzan a variar las velocidades de las máquinas obteniendo las mismas revoluciones de la fresadora vertical de control numérico en centenas y unidades de millar a las desplegadas por la tarjeta de visualización de la caja electrónica dual mientras que las revoluciones por minuto del torno son multiplicadas por el perímetro de las llantas para así obtener la velocidad, que se desplegaría en la etapa de visualización si estuviera en el vehículo. 4. Colocar el sensor inductivo encargado de las RPM del motor y de velocidad en la fresadora vertical de control numérico y el torno respectivamente, ajustando la distancia del sensor a las ruedas dentadas hasta que encienda el indicador luminoso de los sensores. 5. Al variar la velocidad en ambas maquinas se obtuvo la lectura correcta según lo esperado a una distancia de 2mm.

4.2. Pruebas de visualización Prueba 1: 1. Comprobación de los dispositivos de visualización. 2. Determinar el correcto funcionamiento de la etapa de visualización. 3. En los displays de siete segmentos se mostrara un conteo del uno al cinco mientras que la barra de LEDs es encendida incrementando y decrementando entre cada numero. 4. Encender el sistema del volante. 5. Efectivamente la prueba de despliegue de información fue satisfactoria sin ningún comentario. Prueba 2: 1. Indicadores de posición de relación en la caja de cambios. 2. Comprobar el funcionamiento y lectura de los LEDs de cambios en la etapa de visualización. 3. Al mover la leva y ser presionado el interruptor de primera relación, el LED que indica primera velocidad deberá ser encendido y girando la leva hacia la posición de segunda, este se apagara y se encenderá el LED indicador de esta última relación. 4. Encender el sistema y colocar la leva de cambios en las posiciones de primera y segunda relación 5. La prueba fue satisfactoria y no hay comentarios.

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4.3. Pruebas de transición de cambios en la caja electrónica dual Prueba 1: 1. Comprobación de cambio al encender el sistema. 2. Verificar cambio de relación inicial al encender el sistema, encontrándose en segunda velocidad. 3. Comenzara el sistema con la prueba de dispositivos de visualización mientras que un actuador desacopla el embrague para seguir con el movimiento de la leva de tambor que genera el cambio de relación y finaliza con el acoplamiento del embrague. 4. Situar a la caja de cambios en segunda relación, encender el sistema. 5. El cambio fue realizado como lo esperado. Este procedimiento es solo al encendido del sistema y con el motor en marcha, en caso de encontrarse en la segunda relación. Prueba 2: 1. Comprobar cambio a primera relación en modo manual. 2. Determinar la operación adecuada del sistema de cambios a primera relación. 3. Antes de presionar el botón de cambio a primera relación deberá estar encendido el LED de la posición el la que se encuentre la caja, en caso de que la relación actual sea la requerida, el sistema no deberá presentar alguna respuesta, de lo contrario (estando en segunda relación), el sistema desacoplara el embrague para seguir con el movimiento de la leva de tambor que genera el cambio de relación llevando a éste a primera, encendiendo el indicador de relación en primera y finaliza con el acoplamiento del embrague. 4. Encender el sistema en modo manual con el motor en marcha y presionar el botón de cambio a primera relación. 5. El cambio es efectuado sin ningún problema encontrándose en segunda relación, y en el caso en el que la velocidad era primera, no fue visto algún cambio. Prueba 3: 1. Comprobar cambio a segunda relación en modo manual. 2. Determinar la operación adecuada del sistema de cambios a primera relación. 3. Antes de presionar el botón de cambio a segunda relación deberá estar encendido el LED de la posición el la que se encuentre la caja, en caso de que la relación actual sea la requerida, el sistema no deberá presentar alguna respuesta, de lo contrario (estando en primera relación), el sistema desacoplara el embrague para seguir con el movimiento de la leva de tambor que genera el cambio de relación llevando a este a segunda, encendiendo el indicador de relación en primera y finaliza con el acoplamiento del embrague. 4. Encender el sistema en modo manual con el motor en marcha y presionar el botón de cambio a segunda relación.

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5. El cambio es efectuado sin ningún problema encontrándose en primera relación, y en el caso en el que la velocidad era segunda, no fue visto algún cambio. Prueba 4: 1. Comprobar cambios en modo automático. 2. Determinar las transiciones correctas de la caja de cambios en base a RPM y velocidad del vehículo. 3. Al acelerar el motor y alcanzar las RPM y velocidad del vehículo a los establecidos en el microcontrolador se llevara a cabo el cambio a segunda relación y se mantendrá dicha relación hasta disminuir los valores mencionados a los establecidos para llevar a la caja de cambios a la primera relación y viceversa. 4. Encender el sistema en modo automático con el motor en marcha y esperar a que termine la prueba de visualización y el posicionamiento de la caja de cambios en primera relación para así comenzar a acelerar al motor de combustión interna para lograr las RPM y velocidades de cambio. 5. Los cambios fueron logrados con éxito a los rangos que habían sido establecidos y en un tiempo aproximado de 2 segundos al igual que en el modo manual. Durante las pruebas y puesta a punto de la transmisión electrónica dual se presentó una falla en el soporte del motor que es presentado en la figura 3.24 del presente trabajo, la cual por las modificaciones debido a fallas y sustitución del motoreductor encargado de las transiciones de relaciones de cambio, se flexionó y perdió la distancia entre centros de las catarinas de dicho mecanismo, esto provocó una tensión excesiva en la cadena del mecanismo lo que causó que el nuevo actuador se quemara. Para solucionar esto se rediseñó y fabricó este soporte a la medida del motoreductor utilizado finalmente y con el cual fueron llevadas a cabo las pruebas antes mencionadas.

4.4. Prueba de capacidad de transmisión de potencia del embrague y transición de relaciones de transmisión Prueba 1: 1. Potencia en el embrague 2. Verificar que el embrague transmita potencia suficiente para el avance del auto en condiciones de alto par. 3. El auto deberá superar la prueba sin detenerse por falta de par torsor. 4. Colocar la transmisión electrónica dual en la primera relación de transmisión y hacer avanzar el auto en condiciones de alto par como lo es una pendiente. 5. Al hacer la primera prueba el auto no avanzó en pendientes, al observar que la polea conducida seguía en movimiento sin patinarse, se determinó que los discos y pastas del embrague no ejercían la suficiente fricción como para superar la prueba. Se desarmó el embrague y se quitaron los resortes del embrague

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sustituyéndolos por insertos de cold rolled para forzar a los discos y pastas a estar firmemente unidos. Al probar por segunda vez el auto en una pendiente se comprobó que tenía el par torsor suficiente para superar la prueba. El problema de no tener una fuerza suficiente para presionar los discos y pastas entre sí y tener una fuerza de fricción adecuada se solucionó cambiando los resortes por otros con una constante de compresión más alta. Prueba 2: 1. Operación mecánica de cambios en la transmisión electrónica dual. 2. Verificar que las transiciones en las relaciones de transmisión no den choques bruscos 3. Las transiciones de relación de transmisión deberán realizarse de forma suave sin ocasionar brincos en la cadena o ruido excesivo en los engranes. 4. Acelerar el auto hasta las RPM definidas en el microcontrolador y realizar varias repeticiones de cambio de relación de transmisión. 5. Al realizar la prueba en más de 20 ocasiones se determinó que la cadena no brincaba y no se tenían ruidos en los engranes al realizar los cambios de relación de transmisión.

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CAPÍTULO V Conclusiones El desarrollo e implementación de sistemas mecatrónicos en vehículos de competencia, contribuye al mejoramiento del funcionamiento general de éstos y nos da la posibilidad de realizar la medición de las variables más importantes como los son en este caso, las revoluciones por minuto y la velocidad. Es muy valioso poder determinar estas variables en condiciones de marcha del vehículo, ya que se pueden obtener los mejores rangos de operación del motor y calibrar los diferentes sistemas del auto para llevarlo a sus límites en condiciones de competencia. Otra contribución importante de la medición e interpretación de las variables de transmisión es el rediseño de los sistemas que se ven afectados directamente por el buen o mal desempeño de la transmisión. Debido a que algunas de las pruebas a las que es sometido el vehículo exigen el desarrollo de un par torsor alto por parte de la transmisión, es de vital importancia construir una transmisión suficientemente robusta para resistirlo. Es recomendable realizar un ensayo de resistencia si se utiliza aluminio para fabricar el bastidor de la transmisión, debido al poco control de calidad en este material que manejan los proveedores nacionales y así, desarrollar un análisis de esfuerzos más apegado a la realidad minimizando la posibilidad de sufrir fallas por superar el límite de cedencia del material como la presentada en la placa lateral izquierda de la Transmisión Electrónica Dual. La secrecía que manejan los fabricantes de ATVs y en general toda la industria automotriz obligó al equipo de Trabajo Terminal a invertir aproximadamente 1000 horas hombre en el diseño y la adaptación de las piezas de transmisión de la cuatrimoto Yamaha® YSF200D. Una solución a corto plazo para evitar tanto tiempo en la adaptación de mecanismos es el diseño y manufactura de engranes y ejes propios a la medida y necesidad del vehículo. La totalidad de la concepción del prototipo, diseño, manufactura, integración y pruebas se llevó a cabo invirtiendo aproximadamente 8000 horas hombre y 1400 horas máquina. La eliminación del acoplamiento del sistema de frenado en la transmisión para próximos diseños del automóvil de la UPIITA redundará en la inclusión a corto plazo de sistemas de transmisión más pequeños, ligeros y con menor propensión a fallas debidas a esfuerzos ocasionados por el alto par requerido. Una de las aportaciones dignas de mencionar del Trabajo Terminal realizado es la superioridad en puntos con respecto a otros equipos con autos enteramente mecánicos, 100

Transmisión Electrónica Dual

que puede brindar un sistema mecatrónico en las evaluaciones de innovación realizadas en las competencias internacionales de Mini Baja®. A corto plazo, es posible utilizar todos los engranes que de la transmisión de ATV acoplada y cambiar la CVT, por un sistema que nos brinde una eficiencia en potencia más alta. Otra prueba muy interesante, es el acoplamiento de la transmisión desarrollada con el Trabajo Terminal denominado “Transmisión Variable Electrónica para vehículos tipo Mini Baja®” desarrollada a la par de este proyecto en la UPIITA.

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REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS Y CYBERGRÁFICAS

[1] José Font Mezquita, “Tratado sobre automóviles”, Tomo I, Editorial Alfaomega, México, 2000, p. 6.1 [2] http://www.briggsracing.com/pdf/Pages%20from%20Intek_305.pdf [3] http://www.redtecnicaautomotriz.com/Recorrido/Articulos/Agosto00.asp [4] http://www.rpmoutlet.com/formula.htm [5] http://cvt.com.sapo.pt/performances/CVT_vs_MT_calc.htm [6] http://www.mitcalc.com/doc/vbelts/help/en/vbeltstxt.htm#Automatic%20design [7] José Font Mezquita, “Tratado sobre automóviles”, Tomo II, Editorial Alfaomega, México, 2000, p. 12.4 [8] Ferdinand P. Beer, E. Russell Johnston JR., “Mecánica vectorial para ingenieros, Estática”, Editorial Mc Graw-Hill, México, 1997, p.p. 429 a 430. [9] http://www.techniforum.com/ndx_authent.asp [10] Robert L. Mott, “Mecánica de Fluidos Aplicada”, 4ª. Ed., Editorial Prentice-Hall Hispanoamericana S.A., México, 1996, p. 469. [11] http://www.ac.wwu.edu/~vawter/PhysicsNet/Topics/Dynamics/Forces/ DragCoeficientValues.html# [12] http://www.windpower.org/es/tour/wres/enerwind.htm [13] Robert L. Mott, “Diseño de elementos de máquinas”, 4ª. Ed., Editorial Prentice-Hall, México, 1995.

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APÉNDICES APÉNDICE A ESPECIFICACIONES GENERALES DEL MOTOR BRIGGS & STRATTON MODELO 20

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APÉNDICE B ESPECIFICACIONES GENERALES DE LA CVT COMET MODELO 790

104

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APÉNDICE C HOJA DE SELECCIÓN DE RESORTES Y CONTRAPESOS PARA LA CVT COMET

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APÉNDICE D

COEFICIENTES DE RESISTENCIA A LA RODADURA

Rueda 2.5 x 36 acero 4 x 24 acero 4.00-18 4 capas 4 x 36 acero 4.00-30 4 capas 4.00-36 4 capas 5.00-16 4 capas 6 x 28 acero 6.00-16 4 capas 6.00-16 4 capas* 7.50-10 4 capas** 7.50-16 4 capas 7.50-28 4 capas 8 x 48 acero 7.50-36 4 capas 9.00-10 4 capas** 9.00-16 6 capas

Presión de inflado [lb/pulg2] … … 20 … 36 36 32 … 20 30 20 20 16 … 16 20 16

Carga [lb] 1000 500 500 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1500 1500 1500 1500 1000 1500

Concreto 0.010 0.034 0.034 0.019 0.018 0.017 0.031 0.023 0.027 0.031 0.029 0.023 0.026 0.013 0.018 0.031 0.042

Césped Azulverde 0.087 0.082 0.058 0.074 0.057 0.050 0.062 0.094 0.060 0.070 0.061 0.055 0.052 0.065 0.046 0.060 0.054

Tierra de cultivo labrada 0.384 0.468 0.366 0.367 0.322 0.294 0.388 0.368 0.319 0.401 0.379 0.280 0.197 0.236 0.185 0.331 0.249

ºArena suelta 0.431 0.504 0.392 0.413 0.319 0.277 0.460 0.477 0.338 0.387 0.429 0.322 0.205 0.264 0.177 0.388 0.272

Nieve floja de 10 a 14 pulg prof. 0.106 0.282 0.210

0.156 0.146

0.118 0.0753 0.099

* Llanta de tractor con anillo contra patinaje ** Llanta de tractor con rodadura apostillada Todas las demás llantas con rodadura de tipo implemento Tabla obtenida del libro Eugene A. Avallone, Theodore Baumeister III, “Marks, Manual de ingeniero mecánico”, 9ª. Ed., Editorial Mc Graw Hill, México,1995, p.p. 3-31 a 3-32.

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Transmisión Electrónica Dual

APÉNDICE E MICROCONTROLADORES

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Transmisión Electrónica Dual

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Transmisión Electrónica Dual

APÉNDICE F MOTOR DEL MECANISMO DE EMBRAGUE 404 774 24V 0225 GMPG MN = 1.3 Nm

Technical description Motor casing Excitation field Method of bearing, A-side Method of bearing, B-side Gear Gear housing Gear wheel Gear greasing

rolled, corrossion protected Permanentmagnet Sleeve bearing Sleeve bearing Worm gear Zinc die cast plastic lubricant / permanent lubrication

Mechanic interface Electric interface

Output shaft or hollow shaft with profile Connector or leads with connector or tinned leads

Encoder optional Thermal protection optional RFI supression optional Use Industry Linear drives Smart building technology Seat and furniture adjustment General machinery Vending machines Agricultural technology Office machines Laboratory devices Medical technology Traffic and communications technology Film / optics Motorcars Seat hight adjustment

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